Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 1
Resumen
Este proyecto tiene como objetivos satisfacer las necesidades aparecidas en el
departamento de ensayos de una empresa automovilística. En dicho departamento se
requiere realizar ensayos de impacto por caída libre sobre componentes de vehículos.
Además resultaría rentable que dicho equipo fuere flexible a la realización de ensayos de
impacto de cabeza sobre tablero, según la directiva europea EC R-21. Por lo tanto se
pretende diseñar el equipo de impacto por caída libre capaz de realizar los ensayos descritos
en la directiva mencionada. Para lograrlo el diseño del equipo se divide en 2 partes
independientes entre sí: la bancada y la torre de impacto.
Por una parte se diseña una bancada orientable según dos grados de libertad. De esta
manera se pretende orientar los tableros a ensayar, para simular las diferentes direcciones
de impacto posibles. Uno de estos grados de libertad es la rotación del plano de la bancada
alrededor de un eje de la referencia fija al suelo. Este giro se consigue articulando la
bancada a un elevador de automóviles de dos columnas. El segundo grado de libertad es
una segunda rotación alrededor de un eje perpendicular al primero, de la referencia móvil
solidaria al plano de la bancada que ya ha efectuado el primer giro. Este giro se consigue
mediante un mecanismo de paralelogramo articulado accionado por un husillo.
Por otra parte se diseña una torre de posicionamiento de la cabeza. Esta torre es capaz de
posicionar la cabeza de impacto en un plano paralelo al plano del suelo. Este
posicionamiento se realiza mediante un brazo robótico accionado por motores de continua.
Además la torre puede fijar la altura relativa entre la cabeza y el punto de ensayo, para
conseguir las velocidades necesarias en los ensayos. El mecanismo de elevación consiste
en un preciso mecanismo de husillo accionado por un motor de continua.
El resultado obtenido es el diseño completo de este equipo, considerando su aplicación al
ensayo de la EC R - 21. Además se presenta un presupuesto estimativo del valor del equipo,
y un estudio económico de la rentabilidad del equipo frente a la realización de los ensayos de
tablero en equipos alquilados en otras empresas. La inversión en el equipo es rentable.
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Sumario
RESUMEN ___________________________________________________1
SUMARIO ____________________________________________________3
1. GLOSARIO _______________________________________________9
2. PREFACIO ______________________________________________11 2.1. Origen del proyecto........................................................................................ 11
3. INTRODUCCIÓN _________________________________________13 3.1. Objetivos del proyecto.................................................................................... 13 3.2. Alcance del proyecto...................................................................................... 13
4. ANÁLISIS DE LAS NECESIDADES DE USO ___________________15 4.1. Definición del encargo.................................................................................... 15 4.2. Necesidades de los distintos departamentos ................................................ 15
4.2.1. Necesidades del departamento de desarrollo del cockpit..................................15 4.2.2. Necesidades del departamento de acabados internos......................................16 4.2.3. Necesidades del departamento de TRIM externo..............................................16 4.2.4. Necesidades del departamento de Seguridad Pasiva .......................................16
4.3. Estudio de las normativas de ensayo que conciernen al equipo .................. 17 4.3.1. Estudio de la directiva EC R - 21 sobre impacto de cabeza..............................17 4.3.2. Otras normativas de ensayos .............................................................................18
5. DEFINICIÓN GLOBAL DEL EQUIPO _________________________19 5.1. Antecedentes de equipos de impacto para ensayar la directiva EC R - 21..19
5.1.1. Equipo descrito por la directiva EC R - 21..........................................................19 5.1.2. Equipo de ensayo de impacto por caída libre.....................................................20 5.1.3. Equipo de ensayo de la FMVSS 201..................................................................22
5.2. Estructura básica del equipo de impacto....................................................... 23
6. LA BANCADA ___________________________________________25 6.1. Introducción. Descripción de la bancada....................................................... 25
6.1.1. Generalidades .....................................................................................................25 6.1.2. Definiciones previas. Referencias de estudio.....................................................26 6.1.3. Descripción de los mecanismos requeridos para la orientación........................27 6.1.4. Requerimientos generales del conjunto de la bancada .....................................28
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6.2. Conjunto bastidor superior............................................................................. 31 6.2.1. Descripción del conjunto bastidor superior......................................................... 31 6.2.2. Montaje del bastidor superior.............................................................................. 33 6.2.3. Diseño y cálculos de comprobación del bastidor superior................................. 34
6.3. Articulaciones laterales .................................................................................. 36 6.3.1. Descripción y montaje del conjunto de las articulaciones laterales................... 36 6.3.2. Descripción de la pieza central de la articulación lateral ................................... 38 6.3.3. Descripción de la pieza horquilla de la articulación lateral................................. 38 6.3.4. Descripción del pasador de las articulaciones laterales .................................... 40 6.3.5. Cálculos de comprobación y diseño de las articulaciones laterales.................. 40
6.4. Mecanismo de barras FI ................................................................................ 41 6.4.1. Descripción y montaje del conjunto del mecanismo de barras FI ..................... 41 6.4.2. Descripción de las piezas centrales de articulación........................................... 43 6.4.3. Descripción de la pieza horquilla de articulación ............................................... 44 6.4.4. Descripción de las piezas horquilla de los bastidores en las articulaciones con
el mecanismo FI .................................................................................................. 45 6.4.5. Estudio del comportamiento y diseño del mecanismo FI................................... 46
6.5. Accionamiento del mecanismo FI.................................................................. 48 6.5.1. Descripción y montaje del conjunto del accionamiento FI ................................. 48 6.5.2. Diseño del accionamiento FI............................................................................... 51
6.6. Conjunto bastidor inferior............................................................................... 53 6.6.1. Descripción del conjunto bastidor inferior........................................................... 53 6.6.2. Diseño y cálculo del bastidor inferior .................................................................. 56
6.7. Mecanismo CITA ........................................................................................... 57 6.8. Foso del equipo.............................................................................................. 58 6.9. Seguridad de la bancada al impacto ............................................................. 59
7. LA TORRE DE IMPACTO __________________________________61 7.1. Introducción. Descripción de la torre de impacto .......................................... 61
7.1.1. Generalidades ..................................................................................................... 61 7.1.2. Descripción de la mecánica escogida ................................................................ 61
7.2. Instrumentación del equipo............................................................................ 62 7.3. Cabeza de impacto y mecanismo de disparo ............................................... 63
7.3.1. Minimizar la dispersión del error causado por no guiar la cabeza..................... 63 7.3.2. Descripción de la cabeza de impacto................................................................. 65 7.3.3. Garras de disparo................................................................................................ 66 7.3.4. Instrumento de marcación de la altura relativa .................................................. 67
7.4. Mecanismo de posición de la cabeza............................................................ 68 7.4.1. Descripción y diseño general del mecanismo de posición ................................ 68
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7.4.2. Conjunto de la articulación del antebrazo...........................................................71 7.4.3. Articulación del brazo ..........................................................................................73 7.4.4. Accionamiento del movimiento del antebrazo ....................................................75
7.5. Mecanismo de elevación de la placa base. El carro elevador. ..................... 77 7.5.1. Descripción general del mecanismo elevador....................................................77 7.5.2. Descripción y diseño del husillo de elevación ....................................................77 7.5.3. Soporte buje inferior del husillo ...........................................................................79 7.5.4. Accionamiento superior del husillo de elevación................................................80 7.5.5. Conjunto tuerca del carro elevador.....................................................................81 7.5.6. Sistema de guiado lineal .....................................................................................82
7.6. Estructura de la torre de impacto................................................................... 84
8. VALORACIÓN ECONÓMICA DEL PROYECTO _________________86 8.1. Presupuesto del equipo ................................................................................. 86
8.1.1. Precios de la materia prima.................................................................................86 8.1.2. Precios de la mano de obra ................................................................................86 8.1.3. Presupuesto de la bancada ................................................................................87 8.1.4. Presupuesto de la torre de impacto ....................................................................89 8.1.5. Presupuesto de proyectar el equipo ...................................................................92 8.1.6. Presupuesto total.................................................................................................92
8.2. Valoración de la rentabilidad de la inversión inicial en el proyecto ............... 93 8.2.1. Costes de la realización de los ensayos en una empresa exterior....................93 8.2.2. Periodo de retorno de la inversión ......................................................................94
CONCLUSIONES _____________________________________________95
BIBLIOGRAFÍA ______________________________________________97 Referencias bibliográficas........................................................................................ 97 Bibliografía complementaria .................................................................................... 97
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VOLUMEN II: ANEXOS
ANEXO A: CÁLCULOS EN EL DISEÑO DE LA BANCADA
A.1. Desarrollo de la matemática de la orientación de la bancada
A.2. Cálculos de uniones soldadas en la bancada
A.3. Cálculos de dimensionamiento de las articulaciones de la bancada
A.4. Cálculos de resistencia de piezas diversas
A.5. Cálculos del accionamiento FI
A.6. Volumen de maniobra real
A.7. Influencia del impacto sobre la estructura del bastidor
ANEXO B: ESTUDIOS ESTRUCTURALES DE LA BANCADA MEDIANTE EL SOFTWARE DE RESISTENCIA DE MATERIALES
B.1. Introducción. Descripción del software utilizado
B.2. Estudio estructural del bastidor superior
B.3. Estudio estructural del mecanismo FI
B.4. Estudio estructural del bastidor inferior
ANEXO C: CÁLCULOS Y DISEÑO EN LA TORRE DE IMPACTO
C.1. Modelo general del brazo de posición
C.2. Cálculo de la articulación entre brazo y antebrazo
C.3. Cálculos de la articulación del brazo con el carro elevador
C.4. Selección de los accionamientos y transmisiones del mecanismo de posición
C.5. Diseño del husillo de elevación
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ANEXO D: INFORMACIÓN ADICIONAL
D.1. Estudio de la directiva EC R 21 sobre impacto de cabeza
D.2. Información de interés extraida de la FMVSS 201
D.3. Ensayo de impacto de cabeza sobre spoiler posterior
D.4. Prescripciones de ensayo de vidrios para homologación de la CEE
D.5. Información adicional acerca de equipos de impacto antecedentes
VOLUMEN III: ANEXO E
ANEXO E: CATÁLOGOS
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1. Glosario
Ángulo θ: Ángulo girado por la bancada alrededor del eje Y. Este ángulo se fija mediante el mecanismo CITA.
Ángulo ϕ: Ángulo girado por el bastidor superior de la bancada alrededor del eje teórico X', con respecto al bastidor inferior de la bancada. Este ángulo se fija mediante el mecanismo FI.
Ángulo Ω: Ángulo vertical formado por el plano del suelo, y el brazo del pistón de falsa cabeza encargado de determinar la dirección de impacto. Este ángulo define la dirección de impacto. (ver fig. 4.1)
Ángulo ψ: Ángulo horizontal formado por el brazo del pistón de falsa cabeza y la posición de este brazo en su orientación inicial. Este ángulo define la dirección de impacto. (ver fig. 4.1)
Cockpit: Conjunto formado por el tablero de instrumentación del automóvil (donde residen los mandos de dirección, iluminación, calefacción, y otros accesorios del vehículo), y todos los mecanismos que se ocultan por detrás de este.
Pistón de falsa cabeza: Instrumento utilizado para determinar la dirección de la velocidad de impacto a imponer en un ensayo, en el punto de impacto seleccionado del tablero. Se compone de un brazo, articulado en un extremo por una rótula esférica, que simula el punto R de la cadera humana. En el otro extremo del brazo se coloca una masa que simula una cabeza humana. El artefacto tiene dos transbordadores de ángulos para determinar la dirección tangente a la trayectoria de su cabeza en el punto de apoyo con el tablero, mediante la lectura de dos ángulos ψ y Ω.
Referencia R: Referencia fija utilizada en los cálculos de la bancada. Su eje X es paralelo a los laterales articulados de la bancada en la posición inicial de esta. Su eje Y es paralelo al eje trasero de la bancada. Su eje Z es el eje vertical orientado positivamente hacia arriba.
Referencia R': Referencia móvil utilizada en los cálculos de la bancada. Representa una referencia que gira un ángulo θ alrededor del eje Y. Su eje Y' coincide con el eje Y de la referencia R. (ver fig. 6.2)
Referencia R'': Referencia móvil utilizada en los cálculos de la bancada. Representa una referencia que gira un ángulo ϕ alrededor del eje X' de la referencia R''. (ver fig. 6.2)
TRIM externo: Conjunto de piezas exteriores del vehículo, cuya principal funcionalidad es la estética.
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Volumen de maniobra de la bancada: Volumen ocupado por todos los puntos susceptibles
de ser puntos de ensayo en cualquiera de las orientaciones de la bancada. Se considera
posible punto de ensayo un punto que pertenezca al prisma rectangular de
1600 x 1500 x 1100 mm centrado sobre el plano de sujeción de la bancada, sea cual sea la
orientación de esta. Para su mejor descripción se puede definir este volumen como el prisma
rectangular de menores dimensiones dentro del cual se puede incluir.
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2. Prefacio
2.1. Origen del proyecto
El origen de este proyecto es una necesidad real de una empresa dedicada al diseño y a la
fabricación de automóviles. El proyecto del layout del taller de experimentación de dicha
empresa reflejó la existencia de varios equipos que habían quedado en desuso, ya que no
cumplían con los requerimientos que dictan las nuevas normativas de los ensayos que se
realizan. Entre estos equipos se encontraba un equipo de impacto por caída libre.
El equipo debe ser sustituido. Esta circunstancia se presentó como una oportunidad para el
proyectista, en ese momento en contrato en prácticas en dicha empresa, de realizar un
trabajo de síntesis que pusiera de manifiesto su capacidad de aplicar de manera integrada
los diversos conocimientos adquiridos en sus estudios reglados.
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3. Introducción
3.1. Objetivos del proyecto
El proyecto responde a la necesidad de realizar un equipo de impacto por caída libre, para el
ensayo de componentes de vehículo. También existe la necesidad de realizar un equipo de
impacto que realice los ensayos de la directiva EC R 21 acerca de impacto de cabeza sobre
tablero del vehículo. Estos últimos ensayos se realizan con diferentes direcciones de impacto
sobre el tablero. Hasta ahora los ensayos se realizan en una empresa exterior. El objetivo
principal es diseñar un equipo de ensayo de impacto por caída libre, que sea flexible para
poder realizar los ensayos de impacto que marca la directiva europea EC R 21.
Es necesario para ello realizar un completo análisis de todas las necesidades que existen en
el departamento de experimentación de la empresa. El equipo debe satisfacer todas estas
necesidades. También es necesario realizar un estudio de los equipos precedentes que han
existido. A partir de estos datos se trata de realizar el diseño completo del equipo.
Dicho equipo debe ser rentable. Si actualmente los ensayos se realizan en una empresa
exterior, el precio a pagar en la inversión inicial debe amortizarse en un número aceptable de
ensayos.
3.2. Alcance del proyecto
El alcance del proyecto es el diseño completo del equipo mecánico de impacto y la selección
de sus componentes. El proyecto no entra en el análisis de los métodos de fabricación ni en
la optimización de las piezas del equipo para su mecanizado.
El proyecto selecciona la instrumentación del equipo. Pero el proyecto no selecciona el
equipamiento de adquisición y tratamiento de datos. Tampoco se entra en el diseño del
control de los motores que forman parte del equipo. En general, el proyecto no trata la
electrónica que debe formar parte del equipo, aunque en algún caso sugiere alternativas.
El proyecto no llega a entrar en la ubicación del equipo dentro del layout, y por ello tampoco
ningún aspecto de seguridad que se pueda derivar de esta decisión.
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4. Análisis de las necesidades de uso
4.1. Definición del encargo
El equipo de impacto por caída libre a diseñar ha de satisfacer en la medida de lo posible las
necesidades de los diferentes departamentos de experimentación de la empresa. En
concreto el cliente muestra su interés por la flexibilidad del equipo para realizar ensayos de la
directiva EC R-21, detallada en el capítulo 4.3.1. A continuación se enumeran las
necesidades de los distintos departamentos de experimentación.
4.2. Necesidades de los distintos departamentos
4.2.1. Necesidades del departamento de desarrollo del cockpit
Se denomina cockpit al conjunto formado por el tablero de instrumentación (donde residen
los mandos de dirección, iluminación, calefacción, y otros accesorios del vehículo), y todos
los mecanismos que se ocultan por detrás de este. El departamento encargado del
desarrollo del cockpit tiene la necesidad de realizar ensayos de sus tableros, siguiendo la
directiva europea EC R - 21. Dicha normativa condiciona el diseño del tablero con el fin de
lograr un grado de seguridad del conductor o acompañante, ante el impacto de su cabeza
con el tablero, debido a un choque frontal del vehículo. A dicho departamento le satisfaría
disponer de un equipo de ensayo de impacto de cabeza que se ciñese a la normativa.
El departamento dispone para la realización de dichos ensayos, de un soporte donde se
puede fijar el conjunto del cockpit, adoptando este la orientación que tendría en el interior del
vehículo. Dicho soporte se trata de una estructura de perfiles de aluminio extruido cuyas
dimensiones máximas con el cockpit montado sobre él, se pueden incluir perfectamente en
un prisma rectangular de 1500 mm de ancho, 1600 mm de largo y 1100 mm de alto. El
equipo necesario para el ensayo debería disponer una bancada donde se pudiera
amordazar dicho conjunto soporte + cockpit.
El peso del conjunto cockpit + soporte está entre los 100 kg y los 200 kg. Para cálculos
posteriores se aconseja utilizar una carga mayorizada de 500 kg. La frecuencia de
experimentación no supera los 100 ensayos al cabo del año.
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4.2.2. Necesidades del departamento de acabados internos
El departamento de acabados internos necesita un equipo con el cual desarrollar ensayos de
la normativa americana FMVSS - 201. Dicha normativa extiende los puntos posibles de
impacto de cabeza recogidos por la EC R - 21 a otras zonas del vehículo.
La realización de este tipo de ensayo implica el uso de un vehículo completo, y un equipo
capaz de introducirse en su interior. Por lo tanto se determina que este tipo de ensayos no se
pueden realizar con un equipo de impacto por caída libre.
Se informa al departamento de este dato. A posteriori el departamento se interesa por el
equipo, para desarrollar ensayos de impacto de piezas de acabados del vehículo sueltas, sin
solicitar ningún requisito especial que no se cumpla si el equipo es capaz de realizar ensayos
de la directiva EC R - 21.
4.2.3. Necesidades del departamento de TRIM externo
Se denomina TRIM externo al conjunto de piezas exteriores del vehículo, cuya principal
funcionalidad es la estética. El departamento tiene la necesidad de un equipo con el cual
poder realizar los ensayos de impacto de cabeza sobre spoiler posterior, cuya normativa está
estudiada en el anexo D.3.
El portón del maletero sobre el que está fijado el spoiler, se apoya sobre un soporte. El
soporte es una estructura de barras de acero. Dicho soporte se debe poder fijar a la
bancada. Su peso no supera los 200 kg.
Los ensayos de impacto sobre cristales son realizados por los proveedores. Sin embargo se
ve la necesidad de diseñar un equipo cuya versatilidad permita realizar dichos ensayos en un
momento deseado. La normativa de dichos ensayos está estudiada en el anexo D.4.
4.2.4. Necesidades del departamento de Seguridad Pasiva
Dicho departamento tiene la necesidad de un equipo con el que practicar ensayos de
impacto por caída libre de martillo, para simular atropellos sobre capó. El peso del martillo es
aproximadamente de 100 kg y la velocidad a alcanzar de 50 km/h. Dichos ensayos se
escapan de la magnitud del proyecto prevista inicialmente, y por lo tanto se decide no
tenerlos en cuenta.
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4.3. Estudio de las normativas de ensayo que conciernen al equipo
4.3.1. Estudio de la directiva EC R - 21 sobre impacto de cabeza
El equipo de ensayo debe ser capaz de realizar ensayos de impacto de cabeza sobre
tablero, según la directiva EC R - 21. Dicha normativa está estudiada a fondo en el
anexo D.1. La normativa describe un equipo de ensayo de tipo pendular, pero permite la
realización de los ensayos mediante equipos equivalentes, siempre que esté demostrada
esta equivalencia.
Antes de realizar el ensayo debe seleccionarse los puntos del tablero que se sospeche que
son peligrosos. Sobre este punto debe determinarse la dirección que debe imponerse a la
velocidad de impacto durante el ensayo. Esta será la dirección tangente a la trayectoria de la
cabeza en el punto de impacto. Esta dirección se determina mediante un instrumento que la
norma denomina “pistón de falsa cabeza”. El instrumento es un brazo que pivota sobre el
denominado punto R, representativo de la articulación del tronco de una persona. En el
extremo del brazo hay una falsa cabeza de 165 mm de diámetro. Se debe sentar el
instrumento sobre un asiento del vehículo, colocar la falsa cabeza del extremo del brazo en
el punto seleccionado del tablero, y realizar la lectura de los 2 ángulos que el instrumento
proporciona. Estos 2 ángulos definen la dirección que ha de tomar la velocidad de la cabeza,
durante el impacto, en el ensayo del punto seleccionado.
La dirección de la velocidad queda determinada mediante los dos ángulos ψ y Ω, que da
como lectura el “pistón de falsa cabeza”, tal y como se muestra en la figura 4.1. El ángulo ψ
toma usualmente valores entre -30º y 30º, y el ángulo Ω toma valores entre 0 y 45º.
Figura 4.1. Determinación de la dirección de la velocidad de impacto mediante el pistón de
falsa cabeza
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Se impacta una cabeza de 165 mm de diámetro y 6,8 kg de masa contra el tablero, a una
velocidad de 24,1 km/h, y en la dirección especificada por el “pistón de falsa cabeza”. La
falsa cabeza estará provista de dos acelerómetros, aptos para medir aceleraciones en la
dirección de impacto. El equipo de registro de la aceleración debe permitir efectuar las
mediciones de la siguiente manera:
• Precisión de ± 5 % del valor real
• Respuesta en frecuencia hasta 1.000 Hz
• Sensibilidad transversal menor del 5 % del punto más bajo de la escala
La norma también indica la necesidad de realizar una medición de la velocidad en el
momento del impacto. En el caso de un equipo de caída libre, esta velocidad se puede
establecer de manera muy exacta.
El registro de la aceleración debe evaluarse con el siguiente criterio. La deceleración
producto del impacto de la falsa cabeza contra el punto ensayado del tablero no deberá
sobrepasar en ningún caso los 120 g. El tiempo máximo para una deceleración superior a
80 g será de 3 ms. Ni durante ni después del ensayo podrán observarse aristas o partes
puntiagudas como resultado del impacto. Si no se cumplen estas condiciones en todos los
puntos del tablero ensayados, esté no podrá homologarse.
Estos son los datos de interés a la hora del diseño del equipo de impacto. Un estudio más
detallado de esta directiva puede verse en el anexo D.1.
4.3.2. Otras normativas de ensayos
En los anexos D.2, D.3 y D.4 se puede encontrar un estudio de otras normativas de ensayos
requeridos por los departamentos. Se trata de ensayos de caída libre. En el caso de ensayos
de vidrios, se especifica que debe ser una caída guiada. En el caso del estudio de la
FMVSS 201, normativa americana referente a ensayos de impacto de cabeza sobre otras
zonas del vehículo, se puede obtener recomendaciones del equipo necesario para realizar
ensayos similares a los de la directiva EC R - 21.
Dichas normativas no aportan nuevas especificaciones a tener en cuenta en el diseño del
equipo.
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5. Definición global del equipo
5.1. Antecedentes de equipos de impacto para ensayar la directiva EC R - 21
5.1.1. Equipo descrito por la directiva EC R - 21
En el anexo D.1.6 se describe el equipo que sugiere la norma, para la realización de los
ensayos. El equipo consiste en un péndulo cuyo eje esté sostenido por rodamientos de bolas
y cuya masa reducida en su centro de percusión sea de 6,8 kg. El extremo inferior del
péndulo estará constituido por una falsa cabeza rígida de 165 mm de diámetro, cuyo centro
coincida con el centro de percusión del péndulo.
La cabeza deberá alcanzar la velocidad establecida de 24 km/h mediante algún dispositivo
pirotécnico o algún disparador de gas. El inconveniente de dichos dispositivos es que no
garantizan una cierta precisión en la velocidad de la cabeza. Por ello la norma también
sugiere un dispositivo que sea capaz de medir la velocidad de la cabeza en el momento de
impacto. La falsa cabeza estará provista de dos acelerómetros y de un dispositivo de
medición de la velocidad, aptos todos ellos para medir valores en la dirección de impacto.
En la figura 5.1 se observa un equipo como el descrito durante el ensayo de un tablero.
Figura D.5.1. Equipo de ensayo de la directiva EC R – 21 de tipo pendular
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Se dispone de más material fotográfico, dibujos técnicos y registros de ensayos de este
equipo, que pueden consultarse en el anexo D.5.1.
Sin embargo la norma también dice, que se admitirán procedimientos equivalentes, siempre
que puedan obtenerse los resultados exigidos. Corresponderá demostrar su equivalencia a
quien utilice un método distinto del descrito.
5.1.2. Equipo de ensayo de impacto por caída libre
Se observa un equipo existente de ensayo de la directiva EC R - 21 de impacto de
cabeza por caída libre, y cuyos resultados son equivalentes a los marcados por la norma.
El equipo incluye una bancada donde se sujeta el conjunto soporte + tablero. Esta bancada
se orienta según dos grados de libertad. Estos dos grados de libertad son dos ángulos. El
primer ángulo de inclinación de la bancada, se logra levantando uno de sus laterales
mediante un elevador de automóviles de 2 columnas. En el otro lateral hay unas ruedas que
permiten que la bancada se desplace. El segundo ángulo es relativo al primer giro. Este
segundo ángulo se logra mediante un mecanismo de paralelogramo articulado accionado
por un husillo. Este mecanismo se aloja entre las dos planchas que forman la bancada y que
son elevadas por el elevador de automóviles. Este mecanismo se observa representado en
la figura 5.3. Mientras que una vista del conjunto bancada orientada podría ser la
representada en la figura 5.2.
Figura 5.2. Representación del conjunto Figura 5.3. Mecanismo de paralelogramo bancada en una de sus orientaciones articulado accionado por el husillo
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La bancada está situada en un foso. La profundidad del foso es tal que en la posición
horizontal de la bancada, esta queda aproximadamente a la altura del suelo. Al lado de la
bancada se eleva una columna. A lo largo de la columna está guiado un carro, que puede
subir y bajar gracias a un mecanismo motor – tambor - cable. Sobre el carro está
articulado un brazo metálico. Este brazo puede ser girado por el operario mediante una
pértiga. Se considera un sistema con cierta imprecisión. A lo largo de este brazo se
desplaza linealmente el carrito que sujeta la cabeza. El movimiento lineal se realiza
mediante un sistema neumático. El sistema de disparo de la cabeza también es
neumático. El vástago de un cilindro sustenta la cabeza, y cuando este se retira, la
cabeza cae. El sistema brazo – carro permite de posicionar la cabeza en el espacio,
según coordenadas cilíndricas. En la figura 5.4 se observa un modelo de esta torre de
impacto. El equipo ejecuta un ensayo en caída libre sin guiado.
Figura 5.4. Representación de la torre y el equipo posicionador y de disparo de la cabeza
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5.1.3. Equipo de ensayo de la FMVSS 201
El equipo consiste en un brazo robot que puede posicionar y orientar una falsa cabeza en
el espacio. Los movimientos se realizan mediante accionamientos neumáticos. El brazo
puede introducirse en un vehículo por una de sus ventanillas y orientar la cabeza en su
interior. Se puede apuntar contra el punto a ensayar, y disparar la cabeza mediante
propulsores hidráulicos. El equipo realiza ensayos de impacto sin guiado. Puede
observarse una fotografía del equipo en la figura 5.5.
Figura 5.5. Equipo de ensayo de la normativa americana FMVSS 201 de impacto de
cabeza en el interior de un vehículo
Para completar esta descripción se adjunta material fotográfico y esquemas del
funcionamiento del equipo en el anexo D.5.2.
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5.2. Estructura básica del equipo de impacto
Las necesidades del cliente, resumiendo, son las de un equipo de ensayo de impacto por
caída libre, que sea capaz de realizar ensayos de la EC R - 21. Estos requisitos son
cumplidos por el equipo descrito en el capítulo 5.1.2. Por lo tanto se decide realizar un
equipo similar al descrito en ese capítulo, pero mejorándolo en todos los aspectos en que
sea posible.
El equipo mecánico puede subdividirse en dos grandes conjuntos: la bancada y la torre
de impacto.
La bancada ha de poder orientarse según dos grados de libertad, y el sistema que
presenta el equipo antecedente resulta ya adecuado. Un mecanismo puede ser un
elevador de automóviles de dos columnas, cosa que simplifica el montaje y resuelve de
una manera adecuada uno de los movimientos.
Para el mecanismo del segundo giro también se decide adoptar el mecanismo de
paralelogramo articulado accionado por un husillo. El ángulo girado por este mecanismo
debe poder ser negativo o positivo. Para ello se realizan en la bancada articulaciones
laterales con pasador intercambiable; para poder articular la bancada respecto a un
lateral o al otro. Por ello se necesita un mecanismo que se pueda articular en el centro de
la bancada, como es el paralelogramo. Además, el mecanismo no interfiere por encima
de la bancada, y el accionamiento por husillo irreversible permite fijar la orientación
deseada, sin la necesidad de que haya un freno.
El segundo conjunto es la torre de impacto. Se realiza una columna empotrada al suelo.
Sobre esta columna se desplaza linealmente un carro. Se decide mejorar el mecanismo
antecedente de cable, ya que es impreciso. La imprecisión en la altura desde la que se
deja caer la cabeza significa imprecisión en la velocidad de impacto. Se decide elevar el
carro mediante un husillo, ya que es un sistema sencillo, y con él se evita la necesidad de
colocar un freno.
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En el mecanismo antecedente, sobre el carro gira un brazo rígido, y sobre este brazo se
desplaza linealmente el carro que lleva la cabeza. De esta manera se posiciona la cabeza
según coordenadas cilíndricas. Este mecanismo se decide sustituir por un mecanismo
tipo brazo robótico. El antebrazo esta accionado por una correa. Es un mecanismo mas
preciso que el antecedente. El mecanismo de disparo se decide cambiar por una garra
neumática, para evitar aplicar momentos sobre la cabeza que desvíen la trayectoria de la
cabeza. Se profundiza en este aspecto en el capítulo 7.3.1.
A grandes rasgos esté es el modelo de equipo cuyo diseño se prescribe en este proyecto.
Una representación del conjunto es la que se muestra en la figura 5.6.
Figura 5.6. Representación del conjunto del equipo
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6. La bancada
6.1. Introducción. Descripción de la bancada
6.1.1. Generalidades
La bancada es el elemento de la máquina que permite la sujeción de las piezas a ensayar en
la referencia deseada. Los requerimientos que impone el ensayo según la EC R - 21 exigen
una bancada orientable según grados de libertad. De esta manera se consigue orientar la
referencia a la que están unidas las piezas a ensayar, y mediante un impacto vertical,
simular distintas direcciones de impacto sobre estas.
La bancada puede considerarse dividida en varios subconjuntos:
• Plano de sujeción: Es el plano más superior de la bancada. En el se sujetan y se
inmovilizan las piezas a ensayar. La pieza a ensayar es por lo tanto solidaria a este
elemento.
• Bastidor estructural superior: Es una estructura formada por vigas de perfiles
laminados que rigidizan el plano de sujeción y además lo sustentan. Sobre este se
unen el resto de elementos.
• Mecanismo de giro FI: Mecanismo encargado de orientar el bastidor estructural
superior mas el plano de sujeción el ángulo φ, ángulo definido en el capítulo 6.1.2.
• Bastidor estructural inferior: Es una estructura formada por vigas de perfiles
laminados que sustenta el mecanismo FI, el bastidor estructural superior y el plano
de sujeción. Sobre él actúa el mecanismo CITA.
• Mecanismo CITA: Mecanismo encargado de orientar el bastidor estructural inferior
mas el resto de elementos sustentados por este, el ángulo θ definido en el
capítulo 6.1.2.
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6.1.2. Definiciones previas. Referencias de estudio
Se define una referencia fija R solidaria al plano de sujeción de la bancada en su posición de
reposo inicial. En la figura 6.1 está representada dicha referencia. Sobre esta referencia se
realizan los cálculos posteriores y se acotan las dimensiones necesarias del proyecto de la
bancada. Para el caso de ensayos de la EC R - 21, el tablero a ensayar se orienta con
respecto a esta referencia de manera que el eje X sea paralelo al eje teórico longitudinal del
vehículo, desde la parte trasera al morro. El eje Y es paralelo a la dirección transversal del
vehículo, en sentido de derecha a izquierda. El eje Z es paralelo a la dirección vertical, en
sentido hacia arriba. A partir de este punto y a lo largo del capítulo 6 y sus anexos, siempre
que se cite “referencia R” , “eje X”, “eje Y” o “eje Z”, se referirá a la referencia descrita.
La intención es orientar la bancada mediante 2 rotaciones. La primera rotación de ángulo θ,
se realiza alrededor del eje Y. Se define la referencia R’ como la referencia móvil solidaria al
plano de sujeción, que gira el ángulo θ con este. El segundo giro de ángulo ϕ, se realiza
alrededor del eje relativo X’. Se considera eje X’, al eje X de la referencia móvil R’ afectada
por el primer giro. Véanse las tres referencias utilizadas, relacionadas entre sí en la
figura 6.2.
Figura 6.1. Representación de la Figura 6.2. Representación de las 3
referencias referencia R sobre la bancada de estudio y los ángulos que las
relacionan
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 27
A partir de este punto y a lo largo del capítulo 3 y sus anexos, siempre que se cite referencia
R’ , eje X’, eje Y’ o eje Z’, se referirá a la referencia R y a sus ejes afectados por la rotación θ
con respecto a la posición inicial. Se define la referencia móvil R’’, así como sus ejes X’’, Y’’ e
Z’’, como la referencia solidaria al plano de sujeción y afectada por las rotaciones θ y ϕ. La
referencia R’’ es solidaria al plano de sujeción sea cual sea su orientación.
6.1.3. Descripción de los mecanismos requeridos para la orientación
Los mecanismos encargados de orientar la bancada son los mencionados en el
capítulo 5.2. Es importante comentar las razones de la elección.
La necesidad de disponer de una bancada con la mayor rigidez posible, descarta la elección
de dispositivos neumáticos de desplazamiento lineal o prismáticos (debido a la alta
compresibilidad del aire). Una instalación hidráulica es muy cara.
La solución escogida es la de utilizar mecanismos electromecánicos, para conseguir las
dos rotaciones. Se decide de efectuar el giro del ángulo θ, mediante un elevador de
automóviles. Entre las dos columnas del elevador de automóviles se dispone un eje. El
eje se une a la bancada por medio de articulaciones, permitiendo la rotación de la
bancada alrededor de su eje Y’. Lo dicho se comprende mejor en la figura 6.3. Es una
solución sencilla, compacta, fácil de instalar, aprovecha materiales del taller, y retiene la
orientación sin la necesidad de un freno.
Para el giro del ángulo ϕ, la bancada se divide en lo que se denominan dos bastidores
estructurales, que están articulados entre si. El bastidor superior es solidario al plano de
sujeción. El bastidor inferior incluye el bastidor estructural y la articulación con el eje del
mecanismo θ. Ambos bastidores están unidos entre si por dos articulaciones laterales. El
mecanismo adoptado para realizar el giro ϕ, consiste en un mecanismo de paralelogramo
articulado accionado por un husillo. Este mecanismo se representa en la figura 6.4.
Pág. 28 Memoria
Figura 6.3. Mecanismo de giro θ. Figura 6.4. Representación del mecanismo de giro ϕ del bastidor estructural superior
Se comentaban las ventajas del mecanismo de paralelogramo frente a otros, en cuanto a
que no interfería por encima de la bancada, el husillo irreversible permitía la auto retención
del mecanismo sin la necesidad de un freno, y era un mecanismo que se podía articular en el
centro del bastidor superior. Esta ultima condición se requiere por el echo de que las
articulaciones del bastidor superior con el inferior deben de poder intercambiarse de un
lateral a otro. De esta manera se pueden conseguir ángulos ϕ positivos y negativos. Otras
maneras de conseguir ángulos ϕ negativos aumentan mucho las dimensiones del
mecanismo a utilizar y del volumen de maniobra ocupado. Se define el concepto de volumen
de maniobra en el siguiente capítulo.
6.1.4. Requerimientos generales del conjunto de la bancada
La siguiente lista constituye una recopilación de los principales requerimientos que se
deben de tener en cuenta en el diseño de la bancada. La gran mayoría se deben a
exigencias de la directiva EC R - 21.
• Las piezas de ensayo se deben montar en sus correspondientes soportes, creados
por el experimentador que corresponda. Es este soporte el que debe de unirse de forma
sólida al plano de sujeción de la bancada. Esta unión puede realizarse mediante bridas
horquilla, que por rozamiento ejercen presión sobre el soporte. Las bridas horquilla se
aprietan axialmente contra el plano de sujeción mediante espárragos o tornillos. Para ello el
plano de sujeción debe disponer de varias acanaladuras en T.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 29
• La orientación de la bancada ocasiona que la misma bancada y los elementos
solidarios a esta se eleven una cierta altura y ocupen posiciones que inicialmente no estaban
ocupadas. Para ello se debe ejecutar un foso sobre el suelo del taller, donde establecer la
bancada, para que la columna no sea demasiado alta. Además, el foso facilita la maniobra
de colocación de la pieza a ensayar sobre el plano de sujeción, si la superficie de este queda
en la cota cero del suelo.
• Las especificaciones del cliente imponen que cualquier conjunto soporte – pieza
susceptible de ser elemento de ensayo posee unas medidas que pueden incluirse en un
prisma rectangular de 1600 mm en la dirección del eje X, 1500 mm en la dirección del eje Y,
y 1100 mm en la dirección del eje Z. Por lo tanto se impone un plano de sujeción de forma
rectangular de aproximadamente 1700 x 1600 mm. El peso de cualquier elemento de ensayo
será inferior a 500 kg, utilizando este valor de la carga al cual se le ha aplicado un factor de
seguridad de mayorización de cargas que es superior a 2 en el caso de conjuntos de cockpit.
• Debido a las orientaciones de la bancada, hay una serie de puntos del espacio que
son susceptibles de ser ocupados por la bancada o por el elemento de ensayo, aunque en la
posición inicial no fueran ocupados. Estos puntos ocupan un volumen que se puede incluir
dentro de un prisma rectangular para facilitar su descripción. Este volumen no puede ser
ocupado por otro cuerpo del equipo, para evitar interferencias. En el anexo A.1 se exponen
los cálculos referidos a la orientación de la bancada en el espacio. En el punto A.1.3 de dicho
anexo se efectúan los cálculos requeridos para la determinación de este volumen teórico. En
estos cálculos se utilizan resultados de los puntos A.1.1 y A.1.2. Este volumen de maniobra
es de 2.357 x 2.510 x 2.357 mm dispuestos tal como muestra la figura 6.5. Este resultado no
es real, ya que las articulaciones de ambos mecanismos no son coplanarias en X''Y'', y hasta
que no se tengan las dimensiones reales del equipo, no se puede conocer el volumen real
de maniobra, que puede ser más grande. Sin embargo se puede aceptar el resultado como
orientativo.
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Figura 6.5. Representación del volumen teórico de maniobra de la bancada
• La rigidez del sistema soporte – tablero no ha de ser inferior a la del sistema real. Se
considera como sistema real el formado por el conjunto del tablero más el morro del
vehículo y estructura del chasis que lo sujeta. La rigidez se ha de maximizar en la
medida de lo posible en el diseño de la bancada.
• El punto del anexo A.1.1, se encarga de realizar los cálculos referentes a los
abatimientos de ángulos para relacionar la referencia final de la bancada orientada
R’’ con la referencia fija inicial R. Además este punto del anexo, deduce las
ecuaciones de transformación de los ángulos que definen la dirección del vector
velocidad de impacto de la cabeza ψ y Ω (ángulos determinados en el punto
escogido mediante el “pistón de falsa cabeza”), con los ángulos de giro de la
bancada θ y ϕ requeridos para simular dicha velocidad de impacto.
Para la EC R-21, la experiencia dice que se requieren simular direcciones de impacto
con ángulos horizontales ψ que oscilan entre -30º y 30º. El ángulo vertical Ω toma
valores de 0º a 45º. Dichos ángulos están definidos en el capítulo 4.3.1. Si se siguen
los cálculos realizados en el anexo A.1.2 se consigue deducir que los ángulos de giro
de la bancada se encuentran acotados entre θ = 0 .. 45º y ϕ = -27º .. +27º.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 31
Las ecuaciones que relacionan los ángulos, son las ecuaciones 6.1 y 6.2.
sin θ = sin Ω · cos Ψ (Ec 6.1)
tg φ = - tg Ω · sin Ψ (Ec 6.2)
• El ángulo ϕ debe tomar valores tanto positivos como negativos. La manera más
compacta y sencilla de conseguirlo, es lograr que la articulación del bastidor superior
con el bastidor inferior se pueda cambiar de un lateral a otro. Las articulaciones
tienen cada una un pasador extraíble, que sacándolo de un lateral y colocándolo en
el contrario, permiten conseguir ángulos ϕ negativos.
Se escoge esta solución por tener un volumen de maniobra inferior a otras opciones,
además de su sencillez. Esta solución escogida implica que el mecanismo FI tenga
que articularse en el centro del bastidor superior y no en uno de sus extremos.
6.2. Conjunto bastidor superior
6.2.1. Descripción del conjunto bastidor superior
El bastidor superior está formado por un conjunto de vigas de perfiles laminados, unidas
entre sí por soldadura. Se denomina plano de sujeción al plano sobre el que se sujetan
las piezas a ensayar. Este plano está formado por 12 vigas HEA 120, de 1.612 mm de
longitud, colocadas una paralela a la otra. Entre viga y viga se deja un espacio de 20 mm,
para formar la acanaladura en T adecuada. El material de las vigas es el acero S 275 JR.
Las vigas se unen a los largueros de la estructura del bastidor, por medio de cordones de
soldadura en ángulo de 4 mm de garganta (aprox. 5,7 mm de cateto). Se practican estos
cordones a lo largo de todo el contorno recto de 120 mm, delimitado por el borde del ala
del larguero y la superficie del ala inferior de la vigueta HEA 120. En la figura 6.6 se
observan las dimensiones de este plano de sujeción.
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Figura 6.6. Dimensiones del plano de sujeción
La estructura inferior a este plano de sujeción esta compuesta por tres largueros unidos
entre sí por 6 travesaños. Los largueros son vigas de perfil IPE 220 de 1.680 mm de
longitud. Los dos largueros laterales se unen al larguero central, cada uno, por medio de
3 travesaños. Cada travesaño es una viga de perfil HEB 100 de 739 mm de longitud. Los
travesaños se unen al larguero en la posición indicada en la figura 6.7.
Figura 6.7. Sección del bastidor superior indicando la posición de los travesaños
Los travesaños se unen a los largueros por soldadura. El perfil del travesaño se une al
alma del larguero, mediante cordones de soldadura en ángulo que recorren todo el perfil
HEB 100. La garganta de los cordones es de 4 mm, con un cateto de 5,7 mm. De esta
manera se intenta simular un empotramiento entre larguero y travesaño.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 33
El conjunto del bastidor superior de la bancada debe ser una estructura tal y como esta
representada en el isométrico de la figura 6.8.
Figura 6.8. Vista isométrica del bastidor superior de la bancada
6.2.2. Montaje del bastidor superior
El montaje consiste en cortar las vigas de los distintos perfiles a las medidas
especificadas por los planos, para posteriormente soldarlas entre sí. En este montaje
todos los cordones de soldadura son en ángulo y con una garganta de 4 mm (que
representa un cateto de 5,7 mm). Primero se suelda la estructura inferior formada por los
6 travesaños y los 3 largueros. Posteriormente se posicionan sobre un plano las 12 vigas
HEA 120, y se coloca encima la estructura inferior. Se realizan la soldadura de la
estructura a todas las vigas.
Sobre este montaje aún quedan unir las piezas que formarán las 4 articulaciones
laterales, y la articulación central del bastidor con el mecanismo FI. La descripción de
estas piezas y su montaje y unión sobre el bastidor superior se describe en los capítulos
posteriores.
Pág. 34 Memoria
6.2.3. Diseño y cálculos de comprobación del bastidor superior
La idea de realizar un plano de sujeción a partir de agrupar perfiles, surge de la
necesidad de aligerar este plano. Esta es una alternativa para conseguir un plano con
acanaladuras que haga las funciones de sujeción. Alternativa a los típicos mármoles
macizos de fundición de hierro, que presentan una superficie con acanaladuras. El peso
de estos mármoles es muy elevado, con lo que exigiría innecesariamente la construcción
de un mecanismo más robusto para orientarlo. Además la perdida de rigidez que se
produzca por el echo de realizar el plano a través de los perfiles, es despreciable con la
que pueda originarse por el mecanismo de orientación.
Se acaban agrupando 12 HEA 120, como la solución que consigue obtener unas medidas
aproximadas a las que se deseaban, con una acanaladura de 20 mm, y consiguiendo el
menor peso posible.
Se escoge una estructura tipo escalera para sustentar el plano, donde los largueros son
IPE 200 para soportar bien la flexión, y los travesaños HEB 100 para lograr unirlos por
soldadura a los largueros.
Se debe comprobar la resistencia estática de esta estructura a las cargas a que está
sometida. Para el cálculo se considera como carga exterior el peso de 500 kg repartido
homogéneamente en toda la superficie del plano de sujeción. En el capítulo 6.1.4 ya se
comentaba que esta carga está mayorizada por un coeficiente de seguridad, como se
suele hacer en el cálculo de muchas estructuras. Además debe considerarse como carga
el peso real de la estructura.
Los cálculos se realizan mediante el software descrito en el anexo B.1. La estructura esta
sometida a diferentes distribuciones de tensiones dependiendo de la orientación que los
mecanismos adopten. Se escogen las 4 orientaciones de la bancada extremas, y se
analizan, suponiendo que cualquier otra orientación posible de la bancada tiene un estado
de tensiones intermedio entre los encontrados, y por lo tanto menos crítico.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 35
Las 4 orientaciones de la bancada escogidas son las siguientes:
• Caso A: θ = 0º, ϕ = 0º
• Caso B: θ = 45º, ϕ = 0º
• Caso C: θ = 0º, ϕ = 27º
• Caso D: θ = 45º, ϕ = 27º
En el anexo B.2 está descrito todo el proceso de cálculo, y se presentan los modelos del
bastidor superior utilizados por el software, además de todos los resultados obtenidos. La
máxima tensión obtenida en la estructura es de 40,28 MPa, para el caso B. La estructura
esta formada por vigas de acero S 275 JR, de 275 MPa de límite elástico. El coeficiente
de seguridad de la estructura es de 6,827 (sin tener en cuenta el aplicado sobre las
cargas).
Las uniones soldadas entre travesaños y largueros también han de calcularse. Es por ello
que mediante el software también se buscan los esfuerzos y los momentos que hay en
cada una de las uniones, para todos los casos. Todos estos se presentan en 4 tablas,
una para cada caso, en el anexo B.2. Con estos datos se realiza el cálculo de
comprobación de la soldadura, que está descrito en el anexo A.2.2. La máxima tensión
que ha de soportar un punto del cordón de soldadura, estudiando todas las uniones de
todos los casos, es de 74,48 MPa. La tensión admisible en la soldadura se considera de
110 MPa, como esta razonado en el anexo A.2.2. Por lo tanto el coeficiente de seguridad
de las uniones soldadas es de 1,48.
Por último, resulta interesante obtener mediante el software, el resultado de las
reacciones en las articulaciones laterales, y en la articulación central con el
mecanismo FI. Estos esfuerzos están representados en la referencia global de estudio
solidaria al bastidor R’’. Para el caso A, teóricamente la articulación central del
mecanismo FI sustenta toda la carga de 11.044 N. Si el bastidor en su posición inicial se
apoya sobre el bastidor inferior, esta carga se distribuye adecuadamente. Pero al
arrancar el mecanismo FI, este se encontrará inicialmente con toda esta carga. Las
articulaciones laterales no sufren en esta configuración inicial. Este es el caso más crítico
para el mecanismo FI.
Pág. 36 Memoria
También aparecen momentos en las articulaciones en la dirección Y'', de valor 252 N m.
Los sentidos de los momentos en ambas articulaciones son opuestos, como es de
esperar ante un caso de simetría geométrica y de carga.
A medida que la bancada se orienta, los esfuerzos se van repartiendo entre la articulación
central y las articulaciones laterales con el bastidor inferior. Para el resto de casos, se
encuentran tabuladas las reacciones en las articulaciones en las tablas B.2, B.4 y B.6 del
anexo B.2. Estos resultados se toman como información de partida a posteriori, en otros
anexos, para el cálculo de diversas piezas (articulaciones laterales, barras del mecanismo FI,
etcétera, ..).
6.3. Articulaciones laterales
6.3.1. Descripción y montaje del conjunto de las articulaciones laterales
El conjunto de las articulaciones laterales está formado por dos articulaciones entre el
bastidor superior y el bastidor inferior, en uno de los laterales paralelos a la dirección X', y
dos articulaciones más en el otro lateral. Dependiendo de la pareja de articulaciones que
se desee utilizar, se coloca el pasador en una pareja o en la otra. Siempre deberá haber
una pareja de articulaciones sin pasador. Esto se realiza para conseguir ángulos ϕ
positivos y negativos.
El conjunto de cada articulación se puede definir como compuesto por tres piezas:
• Pieza central de la articulación, solidaria al bastidor superior de la bancada.
• Pieza horquilla de la articulación, solidaria al bastidor inferior de la bancada.
• Pasador intercambiable de las articulaciones.
Uniendo la pieza central al bastidor superior con las dimensiones indicadas en planos, el
resto de componentes se pueden montar con respecto a esta, para que el conjunto
encaje bien. El plano simétrico de la pieza central debe estar colocado a 455 mm en
dirección X'', del extremo del larguero correspondiente. Esta pieza central encaja en el
perfil del larguero IPE 220. La unión resistente se realiza por soldadura. En el montaje, se
debe alinear los ejes de los agujeros de las piezas, uniendo la pareja de piezas con una
barra que atraviese los agujeros pasantes, dejando separadas las piezas una distancia
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 37
entre planos medios de 770 mm, y así montarlas y soldarlas a la vez. Esta técnica de
montaje permite conseguir la tolerancia de coaxialidad entre ambas piezas. Se suelda la
pieza al perfil del larguero por cada lado, mediante los cordones en ángulo indicados en
el plano. La garganta de estos cordones ha de ser de 4 mm (cateto de 5,7 mm).
Posteriormente se observa la posición de las piezas colocando el bastidor superior sobre
el bastidor inferior, y se marcan las posiciones de las piezas horquilla en el bastidor
inferior, para obtener una cierta precisión. Se unen las piezas horquillas al bastidor
inferior igual que se ha descrito para el bastidor superior.
En el momento en que se deseen utilizar una pareja de articulaciones, se introduce un
pasador por el agujero pasante de ambas piezas, por cada una de las articulaciones. Se
coloca una arandela en el extremo roscado del pasador, y se rosca la tuerca. El otro extremo
del pasador presenta una valona con un prisionero desmontable para hacer solidario el
pasador a la pieza horquilla.
Se puede ver una pequeña representación de como es la articulación lateral en la figura 6.9.
Figura 6.9. Representación de la articulación lateral
Pág. 38 Memoria
6.3.2. Descripción de la pieza central de la articulación lateral
La pieza central de la articulación lateral es la pieza que se monta solidaria al bastidor
superior (en total son 4 piezas iguales) y se puede mecanizar a partir de un bloque de
270 x 160 x 55 mm, de acero S 275 JR. En el montaje de un par de piezas en un lateral
del bastidor superior, la posición del eje del agujero pasante de una de las piezas tiene
una tolerancia de coaxialidad con respecto al eje del agujero de su pieza gemela. Esta
tolerancia se consigue en el montaje mediante el útil barra que se inserta en ambas
piezas.
La pieza se monta con un casquillo antifricción PAP 4550 P20 (casquillo escogido del
catálogo Permaglide, anexo E). El agujero pasante de la pieza, tiene un diámetro de
50 mm tolerancia H7, para garantizar el correcto ajuste del casquillo. El agujero tiene un
chaflán, para evitar cargar el casquillo por los extremos. Además se realiza en la pieza un
pequeño agujero, que comunica el agujero pasante con la superficie, con un roscado
M6 x 5, para colocar un engrasador.
En las articulaciones A (ver cap. 6.3.3), la superficie plana que entra en contacto con la
pieza horquilla de la articulación, para transmitir los esfuerzos en la dirección X'', tiene
forma circular con 49 mm de radio y se debe rectificar y obtener una planitud de
0,04 mm/m. Además debe garantizarse una rugosidad de Ra entre 0,6 y 0,7 (la superficie
contacta con un disco de material antifricción que no requiere mantenimiento si se
asegura unas condiciones de deslizamiento, entre las cuales está una rugosidad de la
superficie deslizante de Rz entre 3 y 4, aproximadamente).
6.3.3. Descripción de la pieza horquilla de la articulación lateral
Hay dos tipos de piezas horquillas. Las piezas horquilla A, deben colocarse en la
articulación más cercana a las columnas de elevación. Estas piezas son capaces de
soportar los esfuerzos en la dirección X'', y para ello poseen un disco de material
antifricción que permite el deslizamiento con la pieza central de la articulación. Las piezas
horquilla B deben colocarse en la articulación más delantera. Estas piezas no soportan
esfuerzos en la dirección X'', ya que poseen un juego lo suficiente grande, como para
asegurar que la pieza central no llega a contactar con su pared interior. Colocando en
cada lateral del bastidor inferior una pieza A y una pieza B se obtiene un sistema
articulado sin redundancia en los enlaces. Este capítulo describe la pieza de la
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 39
articulación A, y después por simplificación de la pieza, se describe la B. En la figura 6.10
se tiene una representación tridimensional de la pieza.
Figura 6.10. Representación de la pieza horquilla A de la articulación lateral
La pieza horquilla A se puede mecanizar a partir de un bloque de acero S 275 JR, de
260 x 160 x 115 mm. Su perfil idéntico al de la pieza central, y permite al igual que
aquella, ser introducido en el interior del perfil IPE 220 del bastidor inferior. Se monta y se
une al bastidor inferior, de manera que encaje con las piezas centrales de las
articulaciones ya montadas sobre el bastidor superior.
El agujero pasante en este caso tiene un diámetro de 30 mm, con una tolerancia J8. El
pasador tiene un diámetro de 30 mm con una tolerancia f7. El ajuste J8f7, es un ajuste
indeterminado, que no puede transmitir esfuerzo notable, pero se puede montar y
desmontar el pasador sin deterioro. En la entrada del pasador se mecaniza un hueco
normalizado, para albergar el prisionero del pasador.
Se mecaniza una solera en una de las superficies interiores de la horquilla. Las cotas de
la solera y del hueco central que se pueden ver en los planos, se estipulan según
indicaciones del catálogo de discos antifricción. Se crea un juego entre la pieza central y
el disco antifricción que oscila entre 671 µm y –159 µm (no se puede afinar más, ya que
el disco posee tolerancias muy bastas). Sobre la solera se realiza un agujero de 4 mm de
diámetro tolerancia F14, para impedir el movimiento de pivotamiento del disco antifricción
en la solera, introduciendo un pasador cilíndrico normalizado. El disco antifricción
escogido es el PAW 52 P10 (catálogo Permaglide, anexo E.).
Pág. 40 Memoria
La pieza horquilla de la articulación B, es igual que la pieza descrita, pero un poco más
simple. No presenta la solera ni el agujero del pasador de 4 mm de diámetro, ya que esta
pieza no lleva disco antifricción, al no tener que aguantar los esfuerzos en la dirección X''.
6.3.4. Descripción del pasador de las articulaciones laterales
El pasador tiene una valona de 68 mm de diámetro, que lo retiene axialmente en un
sentido. Su cuerpo tiene un diámetro de 45 mm tolerancia f7, con una rugosidad Ra de
0,8, ajuste recomendado por los catálogos de casquillos. En la base de la cabeza se
taladra un agujero de 10 mm de diámetro y 12 mm de profundidad, para albergar el
prisionero. El prisionero es un pasador cilíndrico de 10 mm de diámetro tolerancia h6, y
20 mm de longitud. El extremo final del pasador es una rosca M36. De esta manera se
puede insertar una arandela, y roscar una tuerca contra el pasador, que haga de valona
para retener al pasador en su movimiento axial en el otro sentido.
El pasador se mecaniza en acero F - 1550 (18 CrMo 4). Es un acero de cementación, de
templabilidad media, buena resistencia al desgaste y buena tenacidad en el núcleo. Su
límite elástico para el grosor de 30 mm es superior a 635 MPa.
6.3.5. Cálculos de comprobación y diseño de las articulaciones laterales
En el anexo B.2 se obtenían los esfuerzos y los momentos que sufren las articulaciones,
a través del estudio del bastidor superior mediante un software. Estos esfuerzos y estos
momentos someten al pasador a una tensión de tracción debida a la flexión, y a un
esfuerzo cortante. Además es critico para la pieza, y en este caso para el casquillo
antifricción, la presión de aplastamiento a la que está sometido por el pasador. Se realiza
el estudio del estado de tensiones del pasador con todas las solicitaciones posibles, en
los cuatro casos de estudio de la bancada, en el anexo A.3.2. (se recomienda la lectura
de la introducción del anexo A.3.1).
La máxima solicitación a la que está sometido el pasador es una tensión de tracción de
σb MAX = 133,6 MPa, y una tensión de cizalladura de τab MAX = 9 MPa. El acero F - 1550 del
pasador tiene un límite elástico aproximado de 635 MPa, para el diámetro de 30 mm.
Para un material de 635 MPa de límite elástico, se recomiendan unos valores admisibles
de 137,9 MPa de tensión de tracción y 88,9 MPa de tensión cortante [G.Niemann, 1981
p.242],(para cargas estáticas). Los pasadores resisten.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 41
La máxima presión de aplastamiento que ejerce el pasador sobre el casquillo antifricción
es de 76,1 MPa. La presión admisible por estos casquillos, bajo un movimiento uniforme
de velocidad inferior a 1 min-1, es de 140 MPa. El casquillo aguanta la presión. Además
es despreciable el producto p·v, debido a la ínfima velocidad de rotación. Por lo que la
condición de límite del producto de la presión y la velocidad (limite del calor producido),
se cumple.
Las piezas se unen a los perfiles IPE 220 mediante cordones de soldadura en ángulo, de
4 mm de garganta. En el anexo A.2.3 se comprueba la resistencia de la unión soldada de
la pieza central, considerando sólo los dos cordones que la unen al alma del perfil del
larguero. La máxima tensión obtenida es de 44,9 MPa, que es menor que los 110 MPa
admisibles. Además se refuerza con los cordones de soldadura que unen la pieza a las
alas.
En el caso de la unión de la pieza horquilla al perfil, los esfuerzos y los momentos son los
mismos que para la pieza central. Pero la geometría de la soldadura y sus dimensiones
hacen que la tensión de cálculo a la que está sometida sea menor.
6.4. Mecanismo de barras FI
6.4.1. Descripción y montaje del conjunto del mecanismo de barras FI
El presente capítulo describe el mecanismo de barras, más sus articulaciones, dejando la
descripción de su accionamiento motor para el capítulo 7. El mecanismo FI es un
mecanismo elevador de paralelogramo articulado accionado por un husillo.
Para lograr el montaje deseado, con una cierta estabilidad transversal, el mecanismo
adopta la forma de dos paralelogramos situados en planos paralelos, separados una
distancia de 500 mm. En medio de estos dos paralelogramos, y articulado también en las
dos articulaciones opuestas que están libres, se encuentra el sistema motor reductor -
husillo - tuerca. El modelo del mecanismo utilizado en el software está representado en la
figura 6.11. Todas las barras del mecanismo tienen una longitud, entre ejes de
articulación, de 450 mm.
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Figura 6.11. Modelo del mecanismo de barras FI utilizado en el software de resistencia de materiales
Hay 2 clases de barras en el mecanismo FI: tipo A y tipo B. La sucesión de barras A + B
+ A + B unidas entre si, forma un paralelogramo articulado. El conjunto barra tipo A tiene
en un extremo una pieza central de articulación con el bastidor, y en el otro extremo una
pieza horquilla de articulación con la cajera. El conjunto barra tipo B tiene en un extremo
una pieza central de articulación con la cajera, y en el otro extremo una pieza horquilla de
articulación con el bastidor. En la figura 6.12 se observa un conjunto barra tipo A.
Figura 6.12. Conjunto barra del mecanismo FI
La pieza barra, consiste en una barra de aproximadamente 328 mm de longitud, de
sección tubular. El diámetro exterior de la sección de la barra es de 25 mm, y el espesor
es de 5 mm. Cada uno de los extremos de esta barra se introduce en una pieza que
participa en una articulación diferente. En un extremo se coloca una pieza que hace de
horquilla y en el otro extremo una pieza que hace la función de pieza central.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 43
Los conjuntos barras se consideran compuestas de la barra y las dos piezas de los extremos
que se describen en los dos siguientes capítulos. En las articulaciones con el bastidor
superior o inferior la pieza horquilla de una barra B abraza a la pieza central de la otra
barra A articulada en el bastidor. Además hay una pieza horquilla solidaria al bastidor que
abraza a ambas. La articulación se consolida con un pasador que es solidario a la horquilla
del bastidor. En las articulaciones con cajeras del accionamiento FI, la horquilla de la barra A
no es abrazada por ninguna otra horquilla. En cambio los pasadores son barras solidarias a
la cajera motora o la cajera tuerca.
6.4.2. Descripción de las piezas centrales de articulación
La piezas centrales se pueden mecanizar a partir de bloques de acero S 275 JR. Estas
piezas forman parte del conjunto barra. El conjunto barra tipo A tiene una pieza central
más pequeña para poder articularse con el bastidor. El conjunto barra B tiene una pieza
central más grande para poder articularse con una cajera del accionamiento FI. Ambas
presentan un agujero en su base de 25 mm de diámetro por donde debe insertarse la
barra tubular. La unión con la barra se realiza mediante un cordón de soldadura en
ángulo de 3 mm de garganta (4,2 mm de cateto), que rodea perimetralmente la barra.
El espesor de las piezas es de 30 mm tolerancia e7, para conseguir un juego H7e7 con
su pieza horquilla que le abrace (pieza del otro conjunto barra de la articulación).
La pieza de la barra A tiene el agujero pasante de la articulación de 23 mm de diámetro
tolerancia H7. El agujero debe tener una rugosidad Ra = 1,6, que se puede conseguir con
un escariado, adecuada para el montaje con fijación del casquillo antifricción. Se escoge
como casquillo antifricción, un casquillo del catálogo Permaglide, de material P10, libre
de mantenimiento. Se escoge el modelo PAP 2030 P10.
La pieza de la barra B tiene el agujero pasante de 34 mm de diámetro tolerancia H7. El
casquillo seleccionado para esta pieza es el PAP 3030 P10.
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6.4.3. Descripción de la pieza horquilla de articulación
La pieza horquilla a colocar al otro extremo de la barra, puede mecanizarse a partir de un
bloque de acero S 275 JR. Esta pieza se debe unir al otro extremo de la barra tubular. La
pieza tiene un agujero en la base por donde introducir la barra tubular. La unión de la
pieza a la barra se realiza por un cordón de soldadura en ángulo de 3 mm de garganta,
que rodea a la barra perimetralmente, como en la pieza anterior.
La pieza tiene el hueco central característico de las horquillas de un ancho de 30 mm
tolerancia H7, para asegurar el juego H7e7 de la articulación. Cada aleta de la horquilla
tendrá pues un ancho nominal de 15 mm, siento el ancho total de 60 mm. Este ancho en
el caso de las piezas de las articulaciones con los bastidores tiene una tolerancia e7.
Esta tolerancia garantiza el correcto juego H7e7 con la pieza horquilla que le abrace, de
la articulación central con el bastidor. Las piezas que no participen en articulaciones con
los bastidores no requieren de esta tolerancia.
En el caso de una pieza horquilla del conjunto barra B, el agujero pasante de la
articulación tiene un diámetro de 23 mm tolerancia H7. A la vista resultan dos agujeros
pasantes, uno por cada aleta, que deben tener una tolerancia de concentridad de
diámetro de 0,006 mm, con la condición de máximo material. Esta tolerancia se desea
para que después de haber encajado los casquillos, el pasador se pueda insertar por
ambos agujeros, quedando los juegos deseados con un error inferior a 3 µm.
Se escoge como casquillos antifricción, casquillos del catálogo Permaglide, de material
P10, libre de mantenimiento. Se escoge el modelo PAP 2015 P10. Se coloca un casquillo
en cada aleta.
En el caso de la pieza horquilla de la barra A, para articular sobre una cajera del
accionamiento FI, el agujero pasante es de 34 mm de diámetro. El casquillo seleccionado
en este caso es un PAP 3015 P10.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 45
6.4.4. Descripción de las piezas horquilla de los bastidores en las articulaciones con el mecanismo FI
Aunque esta pieza forma parte más de los bastidores que del mecanismo FI, su función
es la de interaccionar con los componentes del mecanismo para lograr el movimiento, por
lo que se describe en este capítulo. La pieza es una horquilla, y se puede mecanizar a
partir de un bloque de acero S 275 JR .La horquilla tiene el hueco central con un ancho
de 60 mm tolerancia H7, para permitir el juego H7e7 con la horquilla de la barra B. El
espesor de las aletas como el de la base es de 15 mm.
El agujero pasante de la pieza tiene un diámetro de 20 mm tolerancia M7. Este agujero
atraviesa las dos aletas. Los dos agujeros pasantes de cada aleta deben tener una
tolerancia de coaxialidad de 0,02 mm de diámetro, bajo la condición de máximo material.
De esta manera se consigue acotar la interferencia con el pasador, en un máximo de
10 µm, ya que diámetro mínimo del agujero y diámetro máximo del pasador son iguales.
La rugosidad del agujero debe estar entre Ra 3,2 y 1,6, que se puede conseguir
directamente por taladrado. Esta rugosidad es aconsejable para el montaje fijo con el
pasador.
La unión de la pieza al bastidor (una al bastidor superior y la otra al bastidor inferior) se
realiza por soldadura. Se realiza mediante 4 cordones de soldadura en ángulo que unen
el perfil de la pieza a la superficie exterior del ala del perfil del larguero. Los cordones
deben tener una garganta de 4 y 6 mm, y corresponden con unas longitudes de los
cordones de 90 mm y 100 mm. Según la normativa consultada, para una unión entre
chapas de los espesores de 9,2 mm del larguero y 15 mm de la pieza, esta garganta es
adecuada, y la resistencia está asegurada, si está asegurada la de las piezas.
El pasador de estas articulaciones con los bastidores ha de ser un cilindro de 20 mm de
diámetro tolerancia H7, realizado en acero F - 1550. Debe tener valona y un agujero
donde albergar el prisionero que lo hace solidario a la horquilla central. Se retiene
axialmente mediante anillos elásticos.
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6.4.5. Estudio del comportamiento y diseño del mecanismo FI
Se ha descrito ya como es el mecanismo en capítulos anteriores. Pero no se ha descrito
los motivos de su geometría. El mecanismo parte de un modelo conceptual, con unas
dimensiones ya marcadas, que logra satisfacer las necesidades del equipo. El diseño
escogido es el presentado en la figura 6.13 para el caso en que el ángulo ϕ es 0 y para el
caso en que el ángulo ϕ = 27º.
Figura 6.13. Diseños conceptuales del mecanismo en sus dos disposiciones extremas
Este diseño se basa en paralelogramos articulados, en los que el sistema motor - husillo -
tuerca estaría articulado, entre las dos articulaciones libres. Está solución es mejor que
articular las barras sobre las cajeras del motor y de la tuerca, de manera que no
compartiesen el eje de articulación. En la otra alternativa el problema era que aparecían
momentos flectores en el husillo al no estar las barras articuladas en el mismo eje. Al
husillo se le puede solicitar a tracción – compresión, pero no tiene mucha resistencia a
flexión.
Además, el mecanismo FI se compone de dos paralelogramos entre los que se monta el
sistema motor - husillo - tuerca. Se decide de colocar dos paralelogramos para conseguir
una mayor estabilidad transversal y ante los momentos de pivotamiento. Si se
pretendiese realizar el diseño de la figura 6.13, por medio de un solo paralelogramo, el
peso del motor - husillo - tuerca quedaría en voladizo provocando un momento de
volcada que haría sufrir mucho las articulaciones. Hay que tener cuidado por ello, con no
introducir problemas debidos a las redundancias en las articulaciones.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 47
Del estudio del anexo B.2 se obtienen las acciones del bastidor superior sobre el
mecanismo FI a través de la articulación central. Se considera estas acciones divididas
entre dos, para cada uno de los paralelogramos. Se crea un modelo del mecanismo
mediante el software de resistencia de materiales, y se realiza un estudio de la
resistencia del mecanismo para los 4 casos de orientación de la bancada. En este
estudio ya se aplican dimensiones de las secciones supuestas. El anexo B.3 recoge todo
este estudio. En este cálculo se tienen en cuenta estimaciones de los pesos de los
componentes del mecanismo.
Según el anexo B.3, la situación más crítica para el mecanismo es al arrancar desde la
posición θ = 0º y ϕ = 0º. Cuando cae todo el peso sobre el mecanismo, las barras se
comprimen con una fuerza máxima de 6.070 N. El husillo también está traccionado al
máximo en esta situación, con una fuerza de 20.070 N.
El hecho que el mecanismo pueda estar inclinado un cierto ángulo θ, permite que surjan
pequeños momentos flectores en las barras que pueden llegar a alcanzar los 38 N m.
Estos momentos son insignificantes, pero si que hay que tener en cuenta el que pueda
llegar a alcanzarse en el husillo. En el husillo puede llegar a haber un momento flector de
24 N m.
La comprobación de la resistencia de las barras a compresión y a pandeo se realiza en el
anexo A.4.1. El cálculo de dimensionamiento del pasador y de las articulaciones con los
bastidores se recoge en el anexo A.3.3. El cálculo de las articulaciones con las cajeras
del accionamiento FI se realiza en el anexo A.3.4. En estos anexos se utilizan los
resultados obtenidos en el anexo B.3. Los resultados de ambos anexos, demuestran la
resistencia de las barras y las articulaciones a las acciones a las que están sometidos.
La tensión de cálculo de la soldadura es directamente el esfuerzo máximo de compresión
dividido entre la superficie que representa la longitud del cordón perimetral por el valor de
la garganta. La tensión es de 11,5 MPa, mientras que la tensión admisible es de
110 MPa. El coeficiente de seguridad de la unión es de 9,57.
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6.5. Accionamiento del mecanismo FI
6.5.1. Descripción y montaje del conjunto del accionamiento FI
Se denomina accionamiento FI, al conjunto de mecanismos encargados de mover el
mecanismo de barras FI. El conjunto está representado en la figura 6.14. El conjunto está
compuesto por:
• Motor reductor: MR 3I 63 UP 2A - 63 A 4 220.3 80 25,3 del catálogo de Rossi
Motoriduttori. Tiene una potencia de 120 W, un par de salida nominal de 42,6 N m y una
velocidad nominal de 25,3 min-1.
• Husillo: Encargado de transformar el movimiento de rotación del motor, en un
movimiento de translación entre las dos articulaciones opuestas del mecanismo. Es un
eje con rosca trapezoidal de 25 mm de diámetro nominal, 3 mm de paso y 2 entradas. El
paso helicoidal es de 6 mm.
• Cajera Motora: Encargada de albergar el motor reductor, y transmitir los esfuerzos
de tracción del husillo a los pasadores de las articulaciones.
• Cajera Tuerca: Encargada de albergar la tuerca del husillo, y transmitir los
esfuerzos de tracción del husillo a los pasadores de las articulaciones.
Figura 6.14. Conjunto del accionamiento del mecanismo FI
La cajera motora es un montaje de chapas de acero S 275 JR de 15 mm de espesor.
Está compuesta por tres conjuntos unidos mediante tornillería. Uno de los conjuntos es el
denominado ‘montaje de chapas de unión del husillo’. Consiste en una chapa con un
agujero central. Sobre este agujero central se monta el buje del husillo. El buje se une a
la chapa mediante cordones de soldadura en ángulo, que lo rodean perimetralmente por
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 49
ambos lados de la chapa. Además se sueldan nervios entre el buje y la chapa, que
rigidizan el montaje.
Sobre el buje se monta el rodamiento axial de bolas 511 05 del catálogo INA. Este
rodamiento es el encargado de transmitir el esfuerzo axial del husillo a la cajera. El buje
tiene un conducto de engrase, que comunica con la zona en que el husillo presenta un
rebaje. Se coloca un engrasador Hydraulic recto M6 x 1 en la salida del conducto. La
lubricación del rodamiento se realiza por grasa. Una vez montado el husillo, la grasa no
escapa del alojamiento debido a su baja capilaridad. El buje también tiene el alojamiento
para insertar un casquillo PAP 2530 P10, de 30 mm de longitud, que permita guiar la
dirección del eje del husillo. Se representa el buje del husillo en la figura 6.15.
Figura 6.15. Buje del husillo en la cajera motora
Un segundo conjunto es el ‘montaje de unión del reductor’. Este se encarga de sustentar
al reductor por debajo y por su lateral izquierdo. Este conjunto se atornilla al reductor
mediante tornillos H M10 x 35 formando un cuerpo único, antes de proseguir con el
montaje. El último conjunto es el ‘montaje de chapas de posición del reductor’. Son 3
chapas de 15 mm de espesor montadas en H. Sobre la chapa central se realiza una
solera adecuada para el acoplamiento de la brida del reductor. La brida se une a este
conjunto mediante 4 tornillos M8 x 35.
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El reductor es de árbol hueco. Una vez montados husillo y reductor sobre sus conjuntos
de la cajera correspondientes, se introduce el extremo del husillo en el agujero del
reductor. El acoplamiento entre ambos se realiza mediante una chaveta paralela, de
forma A, de 8 x 7 x 63 mm. Después de acoplarse husillo y reductor, se deben unir los
tres conjuntos de chapa, utilizando perfiles en L 35 x 4 y tornillos M8 x 35, tal y como
mostraba la figura 6.14. De esta manera se obtiene la cajera única, desmontable, y se ha
logrado evitar introducir tensiones de montaje debidas a indeterminaciones en los
enlaces. Para estabilizar y rigidizar el montaje, se monta también una chapa trasera que
cierra el conjunto de posición del reductor.
Como parte del conjunto de posición del reductor, hay un buje en cada uno de sus
laterales, colocado para montar en su interior el pasador de las articulaciones con el
mecanismo FI. Estos bujes están unidos por soldadura en ángulo que los rodea
perimetralmente y reforzados mediante nervios a la pared de la cajera. La coaxialidad de
los pasadores de las articulaciones se garantiza montando ambos bujes sobre un útil
barra que los alinea, y no se extrae esta barra pasador hasta después del proceso de
soldadura al conjunto de posición del reductor. El pasador de las articulaciones y los
bujes tienen un ajuste H7n6, que corresponde con un apriete que no transmite esfuerzos,
se debe montar con mazo, y se puede desmontar sin deterioro. Además se retiene el
movimiento axial del pasador mediante dos anillos elásticos a banda y banda del buje.
El eje del husillo presenta un extremo adecuado para el acople con el reductor
(chavetero), para el acople con el rodamiento axial, para la lubricación del rodamiento
(rebaje para la circulación de grasa, y juego adecuado con el buje para evitar escapes) y
para el ajuste con el casquillo del buje. El otro extremo del husillo es un cilindro roscado
de 512 mm de longitud. La rosca es trapezoidal, y sus dimensiones se adecuan a la
norma francesa NF E 03-615. El diámetro nominal de la rosca es de 25 mm, tiene un
paso de 3 mm, y 2 entradas. El husillo se realiza en acero AISI 5135 (37Cr4), que
presenta una resistencia 8.8. El roscado presenta un cadmiado galvánico de 7 µm en la
superficie.
La tuerca consiste en un cilindro de bronce sobre el que se ha taladrado el roscado
trapezoidal. Este cilindro tiene un diámetro de 50 mm y una longitud de 60 mm, adecuada
para evitar el aplastamiento de los filetes de la rosca. Este cilindro se inserta a presión en
una camisa de acero que lo rodea y le da rigidez. El acoplamiento entre la tuerca de
bronce y su camisa, para que la tuerca no gire al girar el husillo, se realiza mediante una
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 51
chaveta paralela, de forma B, 14 x 9 x 50. La camisa retiene el desplazamiento axial de la
tuerca en el sentido en que el husillo la estira. Se retiene un posible desplazamiento axial
hacia atrás mediante una tapa cilíndrica de acero, que se une a la camisa mediante 4
tornillos M8 x 25.
Sobre la camisa, se unen a cada lado los correspondientes bujes. Se trata de piezas en
cuyo interior se aloja el pasador de las articulaciones. El ajuste entre buje y pasador es
H7n6. Se impide el movimiento axial del pasador mediante arandelas elásticas. Los bujes
se unen a la camisa por soldadura. Estos bujes también están reforzados con nervios ya
que las solicitaciones de flexión del pasador son muy fuertes.
6.5.2. Diseño del accionamiento FI
Al diseño del husillo del accionamiento se le pide que sea irreversible, para que el
mecanismo se clave sin la necesidad de un freno. Además debe maximizarse el
rendimiento directo y el husillo debe soportar el esfuerzo de tracción máximo de
20.070 N. En el anexo A.5.1 se presentan los cálculos donde se imponen estas
condiciones, y se buscan medidas del husillo que las cumplan. La solución más óptima
encontrada es la del husillo de 25 mm de diámetro, 3 mm de paso y 2 entradas.
Este husillo presenta un rendimiento directo de 0,43389, que es de los más altos. Es
irreversible. Está sometido a una tensión de tracción de 59,848 MPa, según los cálculos
del anexo A.5.2. Al ser el material del husillo de resistencia 8.8, el husillo aguanta los
esfuerzos con un factor de seguridad de 10,69. El anexo A.5.2 también concluye que la
longitud de tuerca requerida, para evitar el aplastamiento de los filetes de la rosca, es de
60 mm.
Se desea que la carrera del husillo de 411 mm, que implica pasar el ángulo ϕ de 0 a 27º,
se realice aproximadamente en 2,5 minutos. Conociendo el paso helicoidal del husillo
escogido, la velocidad aproximada a la que ha de girar está sobre los 27,4 min-1. El anexo
A.5.3 calcula que el par de giro máximo requerido por el husillo es de 41,52 N m. El
producto del par y la velocidad, informa de que se requiere una potencia motora máxima
de 119 W. Con estos datos se selecciona el motor reductor. El motor reductor
seleccionado presenta una potencia de 120 W, una velocidad nominal de salida del
reductor de 25,3 min-1, y un par nominal de 42,6 N m. Además, dicho anexo comprueba la
capacidad del motor reductor de acelerar el mecanismo, realizando modelos de
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diferentes elementos de la bancada para determinar sus momentos de inercia. El motor
reductor es capaz de acelerar el mecanismo hasta la velocidad nominal en tiempos
inferiores a 2 s.
El anexo A.5.4 realiza la selección del rodamiento axial del accionamiento. La capacidad
de carga estática del rodamiento escogido está por encima de los 20.070 N a los que
está solicitado. Además se realiza el cálculo de fatiga para comprobar la vida del
rodamiento, y como resultado se obtiene que se pueden realizar 3.602 ensayos.
Las uniones por tornillos resisten. El caso mas extremo es la fuerza de tracción de 20.070 N
aplicada transversalmente. La fuerza de montaje requerida de cada tornillo estaría dada por
la ecuación 6.3. Se consideran 28 tornillos M8, con 2 superficies de rozamiento cada uno, y
un coeficiente de rozamiento de 0,1. Cada tornillo ha de montarse con una fuerza de montaje
de 4.480 N. La fuerza de montaje límite de un tornillo M8 está en 17.900 N, con lo que los
tornillos aguantan sobrados. Según tablas se prescribe el par de montaje de 18 N m.
µ···25,1mnFF ltransversa
Maxial = (Ec. 6.3)
La chaveta de la tuerca está sometida a una presión dada por la ecuación 6.4. Esta presión
es de 13,3 MPa. La presión está muy por debajo de las admisibles.
)·(2
)·( 1 bldth
Mp−−
= (Ec. 6.4)
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6.6. Conjunto bastidor inferior
6.6.1. Descripción del conjunto bastidor inferior
El bastidor inferior es una estructura formada por vigas de acero S 275 JR, soldadas entre sí.
El bastidor inferior interacciona con todos los elementos de la bancada:
• El bastidor superior se articula a este a través de las articulaciones laterales.
• El mecanismo FI se articula a este mediante las articulaciones centrales.
• El eje del mecanismo CITA se articula a este mediante la articulación posterior.
• Las ruedas del bastidor inferior, situadas en la parte delantera, son el nexo de
unión de este con el suelo.
El bastidor inferior consiste en una estructura metálica en forma de escalera. En cada uno
de los laterales paralelos a la dirección X’ de esta estructura, se une un pórtico formado
por vigas, que es donde se sustentan las piezas horquilla de las articulaciones laterales.
Este pórtico está formado por un larguero de 910 mm de longitud, y sección IPE 220, y
por dos columnas de sección IPE 220. Las piezas horquilla se colocan sobre este
larguero y se sueldan a él, separándolas una distancia entre los planos medios de
ambas, de 770 mm. Esta distancia se debe ajustar para que encajen con las piezas de
las articulaciones del bastidor superior. Por ello el montaje de las piezas horquillas se
realiza una vez montados bastidor inferior y bastidor superior.
El larguero del pórtico se apoya sobre una placa de chapa de 10 mm de espesor de
acero S 275 JR. Por debajo de la placa se unen las columnas IPE 220. La longitud de
estas columnas es de 260 mm. La unión se realiza por un cordón de soldadura en ángulo
que rodea el perímetro de la sección. El cordón tiene una garganta de 6,5 mm en los
puntos que une el ala de la columna; y tiene una garganta de 4 mm en los puntos que
une el ala de la columna. Este pórtico se representa en la figura 6.16.
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Figura 6.16. Representación del pórtico lateral del bastidor inferior de la bancada
La estructura inferior consta de 3 largueros IPE 300, de 1.800 mm de longitud, dispuestos
paralelos a la dirección Y'. Los dos largueros sobre los que se apoyan las columnas del
pórtico de las articulaciones laterales, están separados una distancia de 770 mm. El
tercer larguero se encuentra a una distancia de 455 mm del larguero central.
Los dos primeros largueros se unen entre si por tres travesaños. Dos de estos travesaños
son de sección tubular de 200 mm de diámetro y 9 mm de espesor, y se colocan uno a
cada extremo del larguero. Se escoge esta sección debido a que están solicitados a
torsión, ya que los esfuerzos en dirección Y'' transmitidos por las articulaciones laterales
someten a la base de las columnas de los pórticos a un momento en dirección X'. Este
momento provoca en los travesaños momentos de torsión que generan tensiones
importantes en otros tipos de secciones. Además debe evitarse el fenómeno de la torsión
no uniforme debido a las restricciones del alabeo del travesaño en los extremos, y esto se
consigue gracias a las secciones circulares, ya que estas no alabean. El travesaño
central es de sección IPE 200. Los 3 travesaños que unen el larguero central y el
posterior son de sección IPE 200.
En la figura 17 se puede observar una representación en planta del bastidor inferior, así
como los distintos largueros y travesaños.
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Figura 6.17. Representación en planta del bastidor inferior
Las uniones entre largueros y travesaños son soldadas. Los travesaños de sección
IPE 200 se unen al alma del larguero por soldadura en ángulo que recorre el perímetro de
la sección. La garganta es de 5 mm en los cordones que unen el ala del travesaño, y de
3,5 mm en las uniones del alma del travesaño. Los travesaños tubulares se unen por un
cordón de soldadura en ángulo perimetral con el alma del larguero, que posee una
garganta de 5 mm.
Por debajo del larguero delantero, se unen a cada extremo un conjunto de ruedas
gemelas. Se seleccionan del catálogo LAG S.p.A. el conjunto de Polinyl + G80, de
número de articulo 18642. Se trata de un conjunto de ruedas gemelas de 200 mm de
diámetro, capaces de aguantar una carga de hasta 2.000 kg. Las ruedas se unen por
medio de una pieza soporte. La pieza soporte está unida por tornillos M16 de resistencia
10.9 a las ruedas, y por tornillos M20 de resistencia 10.9 al larguero IPE 300 del bastidor
inferior. La resistencia del montaje se demuestra en el anexo A.5.2. Los tornillos M20 de
la unión se deben apretar con un par de 430 N m, y los tornillos M16 con un par de
montaje de 222 N m.
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Las articulaciones CITA son tres piezas iguales, que se montan solidarias al larguero IPE
300 trasero. Se deben montar las tres juntas, unidas por una barra que atraviese su agujero
pasante, para después unirlas al perfil mediante soldadura en ángulo. Los cordones que
unen pieza y alma del perfil del larguero tienen una garganta de 5 mm, mientras que los
cordones en ángulo que unen la pieza a las alas del perfil tienen una garganta de 7,5 mm.
Cada pieza se debe montar con un casquillo PAP 4550 P10, para que la pieza gire con
respecto al eje que atraviesa el agujero pasante. Cada pieza debe montarse con dos discos
antifricción PAW 52 P10, que entran en contacto con partes del eje para conseguir la
retención axial del conjunto, respecto al eje (los sobre diámetros del eje, son en realidad
piezas tubulares unidas al eje por un pasador de 10 mm de diámetro).
En la figura 6.18 se puede observar una vista del bastidor inferior en el plano YZ.
Figura 6.18. Conjunto del bastidor inferior representado en el plano YZ
6.6.2. Diseño y cálculo del bastidor inferior
El diseño del bastidor inferior se ha realizado con el fin de que la estructura transmita las
fuerzas que recibe de las articulaciones laterales y del mecanismo FI. Por ello se recogen
las cargas para los diversos casos de estudio, que transmiten las articulaciones laterales,
desde el anexo B.2. Ídem con las cargas del mecanismo FI registradas en el anexo B.3.
Con estos datos se realiza el modelo de la estructura del bastidor en el software de
resistencia de materiales, y se analiza su resistencia. Este estudio se encuentra en el
anexo B.4.
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La estructura soporta una tensión de Von Mises máxima de 30,9 MPa. El coeficiente de
seguridad obtenido es de 8,9. Los principales problemas surgían de los travesaños
laterales delanteros, ya que sufrían un momento torsor importante. Por ello se selecciona
una sección tubular. El estudio del anexo B.4 también encuentra los esfuerzos y
momentos de enlace en los extremos de las barras, registrados en sus tablas B.9, B.14,
B.19, B.24. Con estos resultados se calculan las uniones soldadas. Los cálculos
realizados y los resultados se encuentran en el anexo A.2.4.
Del mismo anexo B.4 se encuentran las reacciones del suelo contra las ruedas.
Frecuentemente, al estar un lateral más cargado que el otro, al inclinarse el plano un
ángulo ϕ, hay una rueda que está más cargada. En el peor de los casos, un conjunto
rueda ha de poder soportar una carga de 18.047 N. Este es uno de los datos a tener en
cuenta en la selección de la rueda. Además, el pavimento de cemento del foso, duro y
compacto, permite la utilización de ruedas de superficie rígida. La unión de las ruedas al
bastidor inferior se estudia en el anexo A.5.2.
El estudio, y el dimensionamiento de las articulaciones CITA, se realiza en el anexo
A.3.5. En él se encuentra un estudio de la resistencia del eje CITA (próximo capítulo), y el
cálculo de las presiones de aplastamiento en el casquillo y en el disco antifricción. El
estudio se realiza a partir de las reacciones encontradas en estas articulaciones en el
anexo B.4. Los resultados demuestran la resistencia de las piezas diseñadas. El estudio
de la resistencia de la unión soldada entre la articulación CITA y el bastidor inferior se
puede ver en el anexo A.2.5.
6.7. Mecanismo CITA
Se denomina mecanismo CITA, el mecanismo encargado de orientar la bancada un
ángulo θ de hasta 45º. Se compone de dos elementos:
• Un elevador de automóviles de dos columnas
• Un eje que haga de pasador en las articulaciones CITA del bastidor inferior
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Se considera que el estudio del elevador escapa del campo establecido del proyecto, y su
elección se debe basar más en razones comerciales que técnicas. Debe ser un elevador
de dos columnas, y estas han de estar separadas de manera que la longitud del eje CITA
pueda ser de 1800 mm. Además debe de empotrarse en el pavimento del foso.
El peor de los casos, el elevador ha de soportar esfuerzos verticales de 6.000 N en una
columna y -1.786 N en la otra. Los elevadores comerciales de menor tamaño del
mercado, tienen una capacidad de 2.500 kg, equivalente a 25.000 N. Por lo tanto estos
elevadores son capaces de hacer las funciones de mecanismo CITA sin ningún
problema. Los datos de las cargas se obtienen de las soluciones del anexo B.4 en el
estudio del bastidor inferior.
6.8. Foso del equipo
Se recuerda que con volumen de maniobra el proyecto se refiere a todos los puntos del
espacio susceptibles de ser ocupados por la bancada en alguna de sus orientaciones, y
este se define mediante el volumen de un prisma rectangular. En el anexo A.7 se
describe el volumen real de maniobra de la bancada. Este volumen es de 3.074 mm en la
dirección X, 2.824 mm en la dirección Y, y de 3.048 mm en la dirección Z. Estas
dimensiones se obtienen a partir del modelo CAD real de la bancada. Estas dimensiones
determinan el tamaño del foso donde instalar el equipo.
El foso debe tener 3,2 m en la dirección X, y 3,5 m en la dirección Y. Su profundidad debe
ser de 1,5 m. Se debe realizar una escalera para acceder al nivel inferior en el lateral X de
3,2 m opuesto al lateral donde se instala la torre de impacto. Los escalones deben tener una
anchura de 0,5 m, y debe colocarse una barandilla por razones de seguridad.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 59
6.9. Seguridad de la bancada al impacto
Los cálculos de la resistencia de los diferentes elementos se han realizado suponiendo una
carga de 500 kg estática, y sin tener en cuenta el impacto. Ya se ha comentado que la carga
que supone un conjunto cockpit es mucho menor de 500 kg. Pero hasta que punto
compensa el suponer una carga mayor de la real, con despreciar el efecto del impacto.
El conjunto cockpit es el responsable de absorber la mayor parte de la energía del impacto,
ya que se trata de que la cabeza de la persona que sufra el accidente, reciba el menor daño
posible. El conjunto soporte + tablero se comporta como un elemento elástico. A partir de un
ensayo realizado con un equipo precedente, y de su lectura de la deceleración de la cabeza
en función del tiempo, puede estimarse sobre que valores oscilan las características
elásticas locales de un punto del conjunto cockpit ante un impacto de la magnitud deseada.
Este cálculo se realiza en el anexo A.7.1. A partir de los valores encontrados, en el anexo
A.7.2 se realizan los cálculos para estimar que porcentaje de la fuerza de impacto se
transmitirá del conjunto cockpit a la bancada. Estos cálculos se realizan para dos casos
extremos: que el soporte + tablero pese 50 kg o pese 500 kg.
El resultado se observa en la figura 6.19. Si el conjunto a ensayar pesa poco, se puede llegar
a transmitir una fuerza de impacto de casi el 50 % de la que sufre la cabeza; aunque esta se
amortigua pronto. Las cargas a las que se somete la bancada crecen en 2.000 N, pero es
que las cargas estáticas debidas al peso del tablero son ahora de 500 N. En total, un pulso
de carga de 2.500 N. La bancada estaba diseñada con factores de seguridad de 1,5
considerando cargas de 5.000 N.
En el caso extremo de cargar un elemento cockpit muy pesado (ideal), de 500 kg, la fuerza
transmitida a la bancada es mucho menor. Esta fuerza rondará el 20%, pero en este caso no
se amortigua tan pronto, y causa una pequeña vibración. A la carga estática de 5.000 N hay
que sumarle una fuerza alternativa de pico 800 N. Los factores de seguridad de todos los
elementos superiores siempre a 1,5 dan seguridad.
Se recomienda el estudio de la figura 6.19 y del anexo A.7.
Pág. 60 Memoria
Figura 6.19. Fuerzas transmitidas a la bancada por el impacto
Dos consideraciones finales:
• Los conjuntos a ensayar son siempre más livianos que el número considerado de
500 kg. Con este valor se pueden considerar operarios encima de la bancada
colocando el soporte y otras cargas que en el momento del ensayo no están.
• El cálculo realizado en el anexo A.7 se basa en un modelo muy sencillo de impacto
unidireccional. El acelerómetro solo capta la aceleración en la dirección de impacto, y
no se tiene información de como sale rebotada la cabeza. En este modelo la cabeza
se acaba frenando. Por lo tanto en la realidad los sistemas tablero son más elásticos
de lo considerado.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 61
7. La torre de impacto
7.1. Introducción. Descripción de la torre de impacto
7.1.1. Generalidades
Se denomina como Torre de Impacto, al conjunto del equipo encargado de posicionar la
cabeza en el espacio, de soltarla, y de obtener la señal del impacto. Este conjunto se
puede considerar que está formado por:
• Equipo de captación: Formado por 2 acelerómetros solidarios a la cabeza de
impacto, capaces de captar la aceleración en la dirección de impacto, siguiendo los
requisitos impuestos por la directiva EC R21. Todo el equipo de análisis del señal no se
considera en el proyecto, formando parte de la electrónica del equipo.
• Cabeza de impacto
• Brazo de posición: Brazo articulado encargado de posicionar la cabeza en el
plano horizontal, para imponer el punto de impacto.
• Mecanismo de altura: Mecanismo con el que imponer la altura de caída de la
cabeza de una manera fiable.
7.1.2. Descripción de la mecánica escogida
Como se describe en el capítulo 5.2, para el posicionamiento de la cabeza en el plano, se
escoge un mecanismo de brazo articulado. Se trata de un antebrazo y un brazo mecánicos.
El brazo está articulado en su unión con el carro elevador, y mediante un pequeño motor se
puede hacer girar el brazo a poca velocidad hasta ajustarlo en la posición deseada. La
posición del brazo queda definida. Mediante una transmisión por polea dentada se puede
fijar el ángulo de giro relativo del antebrazo con respecto al brazo. De esta manera se logra
imponer la posición de la cabeza deseada, en el plano paralelo a XY. Este mecanismo
representa una mejora ante equipos antecedentes.
Pág. 62 Memoria
En el capítulo 5.2 de descripción del equipo, hay una imagen del conjunto mostrada como la
figura 5.4, en la que queda muy bien reflejado el mecanismo de posición.
El mecanismo de elevación está formado por un sistema motor - reductor - husillo que eleva
el carro. Se decide adoptar este mecanismo ya que puede alcanzarse un cierto grado de
precisión en la altura deseada.
7.2. Instrumentación del equipo
La instrumentación del equipo consiste en 2 acelerómetros que se fijan solidarios a la cabeza
de impacto, y puedan realizar una lectura adecuada a los requisitos de la directiva EC R21.
Las magnitudes de las aceleraciones a captar rondan entre los 0 y los 200 g. El equipo de
registro de la aceleración debe permitir efectuar las mediciones de la siguiente manera:
• Precisión de ± 5 % del valor real
• Respuesta en frecuencia hasta 1.000 Hz.
• Sensibilidad transversal menor del 5 % del punto más bajo de la escala
Se puede escoger acelerómetros similares a los aquí seleccionados. Las marcas
productoras, fabrican acelerómetros especiales, indicados para ensayos de impacto. Se
escoge la marca MWS Sensorik, y de esta son aptos acelerómetros como el MWS BS 1101,
el MWS BS 1201, y el MWS BS 1401. Se estudia este último modelo al ser del que se
dispone más información.
Se trata de un acelerómetro piezoresistivo de silicio, diseñado para aplicaciones de ensayos
de choques. Por lo tanto es capaz de captar las bajas frecuencias, como interesa. El sensor
tiene un sistema de cuatro cables en puente de Wheastone. Su fondo de escala alcanza los
750 g, suficiente para los ensayos de impacto del equipo. Se puede alcanzar una frecuencia
de 4.000 Hz ± 5%, sin estar afectados por la resonancia. Su sensibilidad transversal es del
1% (tomando como máximo el valor del 3%), por lo que cumple con la directiva.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 63
Su fijación a la cabeza puede realizarse mediante dos tornillos M1,6 x 10. El acelerómetro
pesa 1,5 gramos, y tiene unas dimensiones de 10,2 x 14,7 x 5 mm. El peso del cable de PU
es de 13 gramos. Para más detalles técnicos acerca de los acelerómetros, remitirse al anexo
de catálogos E.
7.3. Cabeza de impacto y mecanismo de disparo
7.3.1. Minimizar la dispersión del error causado por no guiar la cabeza
Para que el equipo de impacto se flexibilice para ensayar impactos de cabeza sobre tablero,
la cabeza debe posicionarse en el plano paralelo al horizontal. Que la cabeza deba moverse,
impide montar un guiado fijo tradicional como en los equipos de impacto por caída standard.
Pero al no estar la cabeza guiada, no se puede asegurar su trayectoria rectilínea. En el
momento de la caída, o durante el impacto, la cabeza puede girar y seguir una trayectoria
distinta.
Ingenieros de un organismo homologador, usuarios del equipo descrito en el capítulo 5.1.2
defienden sus ensayos, que no son guiados, argumentando que de esta manera se simula la
rótula del cuello. Sin embargo al realizar un ensayo, todas las variables de control deben
estar fijadas, y esta solo es un argumento que busca esquivar el problema. Se pretende
buscar en el diseño de la cabeza, que la dispersión del error provocado por no estar guiada
la cabeza, sea el mínimo posible.
La directiva dicta que los acelerómetros deben medir la aceleración en la dirección de la
velocidad de impacto. Esta dirección es tangente a la trayectoria del centro de inercia, en el
punto en que la cabeza impacta. Esta dirección no tiene porqué coincidir con la dirección
normal a la superficie del tablero impactada. Se recomienda ver la figura 7.1 izquierda. Se
decide de tomar dos acciones en el diseño de la cabeza, y la mecánica del disparo:
Pág. 64 Memoria
• El disparo de la cabeza no ha de introducir esfuerzos que puedan hacer variar la
trayectoria de la cabeza. Se opta por realizar el disparo a través de una garra
electromecánica o neumática, desechándose el sistema de pistón que introduciría
por el rozamiento una fuerza transversal separada una distancia del centro G (y por
lo tanto un momento de giro inicial). Véase la figura 7.1 derecha.
Figura 7.1. Dirección de impacto y sistemas de disparo de la cabeza
• Durante el impacto ha de procurarse que la percusión P no produzca un momento
que tienda a hacer girar la cabeza. Esto se consigue haciendo coincidir el centro de
gravedad G de la cabeza con el centro de la semiesfera. Véase la figura 7.2, y la
ecuación 7.1, deducida del teorema del momento cinético en su versión percusiva.
GIdP·
=ω
(Ec. 7.1)
Figura 7.2. Modelo de la cabeza durante el impacto.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 65
Con estas dos condiciones se reduce la dispersión del error. La cabeza posee dos
acelerómetros, y siempre se pueden repetir ensayos para realizar un estudio estadístico. De
esta manera se elimina gran parte de la variabilidad.
El equipo está preparado para que en un momento dado se puedan montar sobre la
bancada unas guías, que permitan realizar ensayos con martillos de impacto guiados, en
una posición fija. El diseño de estos accesorios no debe resultar muy complicado. El estudio
de estos accesorios se considera fuera del alcance de estudio del proyecto, y dependientes
del tipo de ensayo deseado. Por ello se responsabiliza el cliente de su diseño en un
momento en que se desee, y de las consecuencias de su uso.
7.3.2. Descripción de la cabeza de impacto
La cabeza está formada por una parte semiesférica de 165 mm de diámetro, hueca con un
espesor de pared de 10 mm; y una parte en forma de cilindro hueco de 70 mm de longitud.
La cabeza se realiza en acero inoxidable F - 8414. El hueco interior de la cabeza presenta
una base plana, que en la dirección de mayor espesor presenta 23 mm de material. En esta
base se colocan los dos acelerómetros escogidos, mediante los tornillos. También sobre la
base se une mediante soldadura una pieza cilíndrica que tiene una forma adecuada para ser
agarrada por las garras del mecanismo de disparo. Esta pieza se une al conjunto de la
cabeza mediante un cordón de soldadura perimetral de 8 mm de garganta. El conjunto
cabeza está representado en la figura 7.3.
El material de la cabeza es un acero inoxidable de fundición. Se requiere la fabricación de la
cabeza, de geometría complicada, mediante fundición. El acero es soldable, y su resiliencia
es superior a 69 J en el ensayo Charpy (resiliencia mayor entre los aceros de moldeo).
La cabeza presenta 2 agujeros de 6 mm de diámetro para poder enganchar un cable de
seguridad. Después de un impacto, no se desea que la cabeza escape en cualquier
dirección. Se taladra un agujero del mismo diámetro en el perfil del antebrazo de posición,
para unir el otro extremo del cable.
Pág. 66 Memoria
Figura 7.3. Cabeza de impacto
El centro de gravedad de la pieza se encuentra 0,4811 mm por encima del centro de la
esfera (como se deseaba los centros coinciden aproximadamente). Además la forma
alargada, aumenta el momento de inercia de la cabeza, disminuyendo la posible velocidad
angular que adopte en el momento del impacto. Su tensor de inercia en una referencia en
que 'z' es el eje del cilindro es el siguiente:
602.31000973.30000973.30
kg·mm2
7.3.3. Garras de disparo
Se elige una garra neumática de la casa FESTO, modelo HGD - 32 A. Se trata de una garra
de 3 dedos, accionados por un cilindro neumático central. La transmisión de la fuerza se
realiza por palanca. El diámetro nominal del émbolo es de 32 mm. Las conexiones del aire
se realizan por mangueras con terminales de rosca M5. La fuerza nominal de cierre es de
130_N, suficiente para sustentar el peso de la cabeza. La presión de alimentación debe estar
entre 2 y 8 bar.
La garra neumática debe estar accionada mediante una válvula 5/2 vías. Se escoge la
válvula H - 5 - 1/4 B de la casa FESTO, aunque su elección es muy flexible. Las 2 salidas de
la válvula deben conectarse a la garra mediante mangueras, con terminales de rosca gas 1/4
en su conexión a la válvula. La alimentación del aire también es de entrada G 1/4. El
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 67
accionamiento de la válvula es manual, mediante una palanca que posee. Se pueden
escoger válvulas similares accionadas eléctricamente.
Se acopla a los dedos de la garra unas piezas denominadas dedos secundarios, que
permiten alargar el alcance de los de la garra, y dotar de una geometría a los dedos apta
para agarrar el cilindro de la cabeza por su garganta. La garra ya está preparada para
acoplarle piezas, y estas piezas se pueden unir mediante dos tornillos de cabeza cilíndrica
M3*16.
La garra se une mediante 4 tornillos de cabeza cilíndrica M3*25 a la pieza de apoyo. La
pieza de apoyo se une al extremo de la HEB100 que forma el antebrazo, mediante 4 tornillos
de cabeza hexagonal M10*40. Véanse estas piezas montadas en el conjunto de disparo
sobre la figura 7.4.
7.3.4. Instrumento de marcación de la altura relativa
La pieza de apoyo presenta en cada lateral un agujero de diámetro 12 mm H7. En cada
agujero se monta un casquillo PAP 1015 P10 de Permaglide. Se inserta un extremo de la
pieza denominada eje del marcador laser. El otro extremo se inserta en el agujero de otra
pieza de sujeción, que tiene montado también un casquillo. Estas piezas se unen en voladizo
por 2 tornillos M8 x 50 cada una a la pieza de apoyo. En la figura 7.4 se puede ver una
sección del conjunto montado.
El peso de los componentes del brazo hacen que este se deforme por flexión. La sección del
extremo del brazo sufre un giro debido a la deformación. La finalidad de estos ejes laser es la
de mantener la orientación vertical de sus agujeros roscados sea cual sea el giro de la
sección. La excentricidad del centro de inercia de la pieza provoca un momento que supera
al momento de rozamiento con los casquillos. Este momento alinea las piezas.
Cada pieza eje presenta en su plano inferior un agujero roscado M20 inclinado un ángulo de
2,3304º. Sobre este agujero se puede roscar un emisor laser tipo LED. Ambos emisores
proyectan un haz de luz que converge en un punto situado a 2.284 mm de la punta inferior
de la cabeza de impacto. De esta manera se consigue saber cuando se llega a la altura
relativa entre cabeza y punto de ensayo, necesaria para que esta alcance la velocidad de
24,1 km/h.
Pág. 68 Memoria
Figura 7.4. Conjunto del mecanismo de disparo
Además la excentricidad de las piezas permite al sistema ser inmune a los giros de la
sección del brazo debidos a la flexión de este. Todo y eso, el máximo ángulo que gira la
sección debido al momento flector es inferior a 0,042º.
Se propone un mecanismo de posición de emisores laser para conseguir marcar diferentes
distancias relativas, para otros ensayos. Pero se escapa del objeto de estudio del proyecto, y
se cita como recomendación de mejora del equipo para el cliente.
7.4. Mecanismo de posición de la cabeza
7.4.1. Descripción y diseño general del mecanismo de posición
El mecanismo de posición es un brazo articulado tal y como antes se ha comentado.
Consiste en un antebrazo de 1450 mm de longitud entre ejes, articulado con un brazo de
1600 mm de longitud entre ejes. El antebrazo puede girar respecto al brazo, y el brazo puede
girar respecto al carro elevador al que está articulado. En el extremo del antebrazo se monta
el mecanismo de disparo, y de esta manera la cabeza puede posicionarse en cualquier
punto del plano susceptible de ser punto de ensayo.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 69
En el anexo C.1 se realizan los estudio del modelo general del brazo articulado,
determinándose sus dimensiones básicas. En el subcapítulo C.1.1 del anexo se realiza un
estudio para determinar las longitudes necesarias de brazo y antebrazo, y la posición de la
articulación del brazo con el carrito, para que la cabeza pueda ocupar cualquier punto de la
superficie de maniobra. Se recuerda que la superficie de maniobra es la proyección del
volumen de maniobra sobre el plano XY. La solución adoptada barre el 96,6 % de toda la
superficie de maniobra. Otra conclusión que se extrae del anexo C.1 es que el antebrazo
debe poder realizar giros de 360º con respecto al brazo, y que el brazo debe poder alcanzar
ángulos de giro ϕ1 desde -90º hasta 90º, relativos al carrito. El modelo utilizado en los
cálculos del anexo C.1.1 se puede ver en la figura 7.5.
Figura 7.5. Modelo general del mecanismo de posición
En el anexo C.1.2 se estudia las secciones adecuadas de los brazos, para que la flecha
producida en el extremo del antebrazo sea inferior a aquella que disminuiría la velocidad de
la cabeza en un 2,5 % sobre los 24,1 km/h. Aunque el sistema de marcación de la altura
relativa por emisores lasers del extremo del antebrazo no se vea afectado, consiguiendo
precisar la altura relativa incluyendo el efecto de la flecha del extremo del brazo, esta
condición es directriz y se escoge como una referencia en el diseño del mecanismo. Se
escogen como adecuadas una sección HEB100 para el antebrazo, y una sección rectangular
tubular de 165 x 80 mm y 15 mm de espesor.
Pág. 70 Memoria
Se estudia el caso en que el antebrazo presenta un ángulo ϕ2 nulo. En este caso se produce
en la unión del brazo al carrito un esfuerzo vertical de 1.180 N, y un momento flector de
1.611 N m. En cambio en el caso en que el antebrazo tiene un ángulo ϕ2 de 90º con respecto
al brazo, en la unión de brazo y carrito aparece también un esfuerzo cortante de 1.180 N,
pero el momento flector es de 1.256 N m y el momento torsor a la sección del brazo de
355 N m. En ambos casos, la articulación del antebrazo está sometida a un esfuerzo vertical
de 390 N y a un momento flector de 355 N m.
Las flechas en el extremo del antebrazo, en ambos casos son inferiores a 1,367 mm,
cumpliendo la condición impuesta. La sección del extremo del antebrazo gira un ángulo
inferior a 0,042º, debido a su deformación.
Constructivamente, se requiere para realizar las funciones de antebrazo, una viga de sección
HEB100 y 1450 mm de longitud; y para realizar las funciones de brazo, una viga de sección
rectangular tubular de 165 x 80 mm y 15 mm de espesor, con una longitud de 1410 mm.
Ambas vigas se unen entre si mediante el conjunto 'articulación del antebrazo'. La viga
rectangular se une al carro elevador mediante el conjunto 'articulación del brazo'. El
movimiento de giro del brazo se transmite directamente desde el motor reductor situado en el
carro elevador, al brazo. El movimiento de giro del antebrazo se transmite a través de una
transmisión por correa, desde el motor reductor situado en le carro elevador hasta el pasador
solidario al antebrazo en la articulación del antebrazo.
En la figura 7.6 se esquematiza el conjunto general.
Figura 7.6. Conjunto del mecanismo de posición
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 71
7.4.2. Conjunto de la articulación del antebrazo
La articulación del brazo con el antebrazo es una articulación en voladizo. Consiste en una
pieza que se une solidaria al antebrazo mediante soldadura de 7 mm de garganta , a la que
se denomina ' pieza art. A '; Una pieza que se une solidaria al brazo mediante soldadura de 7
mm de garganta, a la que se denomina ' pieza art. B'; y el pasador que une ambas piezas
formando la articulación. El conjunto montado puede observarse en la figura 7.7.
Figura 7.7. Conjunto de la articulación del antebrazo
La pieza A es un cubo realizado en acero S 275 JR,. La pieza A tiene un agujero en forma
de HEB100 de 20 mm de profundidad, en el que se encaja el perfil del antebrazo. Después
este perfil se une mediante soldadura en ángulo de 7 mm de garganta, (9,9 mm de cateto), a
la superficie de esta pieza. La soldadura debe rodear el perímetro del perfil.
El agujero pasante de esta pieza tiene un diámetro de 35 mm H7. Además tiene un
chavetero en su parte superior. El pasador ha de introducirse por este agujero, formando un
ajuste H7m6, que no puede transmitir esfuerzos notables, pero puede montarse y
desmontarse con mazo sin deterioro. Se utiliza una chaveta de 10 x 8, forma C y 40 mm de
longitud, para que cuando el pasador gire, la pieza y el antebrazo giren solidariamente. El
pasador acaba de fijarse a la pieza A, mediante una arandela y una tuerca M30, que roscan
en el extremo inferior del pasador, haciendo presión contra la pieza.
Pág. 72 Memoria
Conociendo la carga y el momento al que está sometida la unión, en el anexo C.2.1 se
realizan las comprobaciones de resistencia del pasador a las tensiones de tracción debidas
al momento flector y a las cortantes debidas al momento torsor que le transmite la polea,
resistencia de la pieza a la presión de aplastamiento y resistencia de la chaveta. Además en
dicho anexo se calcula la resistencia de la soldadura. Todas las comprobaciones dan buen
resultado.
La pieza B es un cubo realizado en acero S 275 JR. La pieza B tiene un agujero rectangular
de 20 mm de profundidad, en el que se encaja el perfil del brazo. Después este perfil se une
mediante soldadura en ángulo de 7 mm de garganta (9,9 mm de cateto) a la superficie de
esta pieza.
El agujero pasante de la pieza tiene 40 mm de diámetro, con una tolerancia H7. En cada uno
de los extremos del agujero, se introduce un casquillo con valona PAF 40260 P10. El tramo
del pasador que deberá permanecer en el interior de la pieza, tiene un diámetro de 40 mm
con una tolerancia f7. El pasador debe de poder girar, deslizando con respecto a la pieza B y
al brazo. Las valonas de los casquillos, soportan los esfuerzos axiles que el pasador
transmite a la pieza B. En el extremo inferior de la pieza, el pasador se retiene axialmente
mediante una arandela elástica de árbol, que debe presionar un anillo tórico rectangular, que
es el que entra en contacto con la valona del casquillo de la pieza B.
Las comprobaciones de la resistencia de pasador y casquillos a la presión de aplastamiento
se realizan en el anexo C.2.2. En dicho anexo también se calcula el momento de rozamiento
que aparece en la unión entre pasador y pieza B, cuando el pasador empieza a girar, que es
de 4,4 N m.
El extremo superior del pasador tiene un diámetro de 12 mm k6, con chavetero, preparado
para la unión solidaria con una polea. La chaveta es paralela, de forma A 4 x 4 = 25. La
polea dentada se trata de una 36 H 075 C del catálogo ISORAN. Esta polea forma parte
del mecanismo de transmisión del movimiento de giro del antebrazo. La polea hace girar el
pasador y con este la pieza A y el antebrazo.
En el anexo C.2.3 se estudia el momento de inercia de todo el conjunto del antebrazo, al giro
de este alrededor del eje del pasador de la articulación. Suponiendo una aceleración, se
puede estimar el momento necesario para arrancar el movimiento. Este momento se suma al
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 73
de rozamiento, obteniendo el resultado de 7,47 N m. La transmisión debe de poder transmitir
este momento para iniciar el movimiento de giro del antebrazo.
7.4.3. Articulación del brazo
El brazo se articula en el carro elevador. El carro elevador consiste en el conjunto capaz de
alcanzar la altura deseada mediante el accionamiento de un husillo, que sostiene la
articulación del brazo, y los accionamientos de brazo y antebrazo. Se denomina placa base
la placa de 20 mm de espesor, donde se realizan los agujeros necesarios para poder unir el
resto de piezas mediante tornillos. El conjunto de la articulación del brazo y los
accionamientos del mecanismo de posición, se encuentran representados en la figura 7.8.
La placa del medio a la que se ven todos los elementos unidos es la placa base.
Figura 7.8. Conjunto de la articulación del brazo
A esta placa base se unen las dos piezas horquilla, mediante 4 tornillos hexagonales
M12 x 50 cada una. Los tornillos deben ser de resistencia 10.9, y el par de apriete debe ser
de 49,8 N m. En el anexo C.3.4 se comprueba la resistencia de los tornillos, conociendo las
fuerzas de separación de los cálculos anteriores realizados en el anexo C.3.. Estas piezas
montadas sobre la placa base, separadas entre sí una distancia 'l' aproximada al ancho del
cubo del extremo del brazo, forman la horquilla de la articulación con el brazo. En el interior
del agujero pasante de cada una se coloca un casquillo PAP 2030 P10 y un casquillo con
valona PAF 20215 P10. De esta manera el pasador de la articulación puede girar
Pág. 74 Memoria
relativamente a estas piezas, y gracias a los casquillos con valonas, después del montaje el
pasador queda retenido axialmente, pero desliza sobre las piezas.
La pieza central de la articulación consiste en un cubo mecanizado en acero S 275 JR. La
pieza posee un agujero rectangular de 30 mm de profundidad, por donde se puede encajar
el perfil rectangular tubular del brazo. Este perfil se encasta sobre la pieza y se realiza la
unión por soldadura de 7 mm de garganta. En el anexo C.3.3 se comprueba la resistencia de
esta unión.
El diámetro del agujero pasante de esta pieza es de 30 mm. La unión entre pasador de la
articulación y la pieza se realiza mediante un ajuste H7k6, y mediante un pasador transversal
que los traviesa a ambos, de 12 mm de diámetro. El diámetro del pasador en las piezas
horquilla es menor, de 20 mm. La comprobación de la resistencia del pasador a las
tensiones cortantes, la resistencia de las piezas a la presión de aplastamiento a las que las
somete el pasador, y la resistencia del pasador transversal de 12 mm de diámetro, se realiza
en el anexo C.3.1. Las medidas escogidas son adecuadas a las tensiones que han de
soportar. En el anexo C.3.2 se calcula el momento de rozamiento en la articulación que
resulta de 6,4_N m, y la inercia del conjunto del brazo y antebrazo a la rotación con eje el de
la articulación.
En el montaje, la pieza central queda atrapada entre las dos piezas horquillas. Esta pieza
central puede girar solidaria al pasador, haciendo deslizar este en el interior de los casquillos
de las piezas horquilla. El movimiento de giro necesario para posicionar el ángulo deseado
del brazo, se consigue mediante un motor de corriente continua de 54 mm y un reductor
acoplado. Es el modelo 235 - 7875 de la selección de RS Amidata. Sus características son
las siguientes:
Par nominal continuo: 6 N m Par estático: 10 N m
Velocidad entrada: 3.000 min-1 Reducción: 250 : 1
Rendimiento reductor: 0,55 Peso del motor: 1.406 gramos
Tensión: 24 V Cte. de par del motor: 65,4 mN m/A
Resistencia terminal: 1,4 Ω
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 75
En el anexo C.3.2 se calculaba el momento receptor que debe superar el motor y la inercia
que debe acelerar. Con estos datos, en el anexo C.4.1 se hace una selección del motor más
adecuado para la aplicación, entre varias alternativas. El resultado es el presentado. El
control de la velocidad del motor se realiza por tensión mediante un potenciómetro. El motor
se debe arrancar con una tensión superior a 16 V y después ir bajando la tensión con el dial
del potenciómetro hasta lograr la velocidad deseada.
El eje del motor tiene 8 mm de diámetro, y 7 mm de diámetro plano. El eje del motor se
acopla con el pasador de la articulación mediante encaje geométrico, ya que el pasador
posee un agujero de misma sección en su extremo inferior.
El motor se une a la placa base mediante una pareja de piezas soporte motor. Primero se
monta el motor sobre el pasador, y después se puede amarrar sea cual sea su posición
mediante estas dos piezas. Estas piezas pueden fijarse a un agujero coliso de la placa base
mediante 2 tornillos H M8 x 40, y realizan presión para agarrar el reductor, uniéndose entre
ellas mediante 2 tornillos H M8 x 90. Esta unión evita enlaces redundantes en el
accionamiento.
7.4.4. Accionamiento del movimiento del antebrazo
El giro del antebrazo se transmite mediante correas. Se calculaba en el anexo C.2.2 que el
momento de rozamiento en la articulación entre brazo y antebrazo es de 4,4 N m. La
transmisión por correas se escoge de relación de reducción igual 2. Por ello el motor debe de
ofrecer un par de 2,2 N m, más el necesario para acelerar el sistema. En el anexo C.4.1 se
realiza una selección del motor entre varias opciones. El motor seleccionado es el mismo
que para el giro del brazo. Se trata del motor de C.C. de 54 mm, modelo 235 - 7875 de la
selección de RS Amidata. Sus características técnicas se nombran en el capítulo 7.4.3.
Este motor se fija a la placa base mediante un conjunto de piezas denominadas soporte
motor, cuya descripción se realiza también en el capítulo 7.4.3, al tratarse de las mismas que
soportan el motor de giro del brazo. El eje del motor se acopla al eje de la polea mediante
encaje geométrico.
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En el anexo C.4.2 se realiza una selección de la correa dentada adecuada para la
transmisión, y de las poleas. El resultado no está tanto en función de las solicitaciones
mecánicas, en esta aplicación no se puede considerar que se transmita potencia, sino más
bien de las solicitaciones geométricas, con un interejes de 1.600 mm. Las poleas y la correa
seleccionada son las siguientes del catálogo ISORAN:
• Correa dentada 1400H de 280 dientes, ancho 075 (19,1 mm de ancho).
• Polea pequeña de 18 dientes y 72,77 mm de diámetro (tipo A).
• Polea grande de 36 dientes y 145,53 mm de diámetro (tipo C).
La relación de reducción resultante es de 2 exactamente. El entre ejes teórico que alcanza
es de 1602,14. Puede utilizarse sin tensado previo.
El agujero pasante de las poleas viene de fábrica con un diámetro de 11 mm. Se puede mecanizar para obtener un diámetro de 12 mm H7, y un chavetero para acoplar el eje con una chaveta paralela de forma A, de 4 x 4 x 25. El eje es de diámetro superior a 12 mm en uno de los frontales de la polea, y en el otro se retiene axialmente mediante una arandela elástica para árbol de 12 mm de diámetro.
El conjunto montado en la parte superior de la placa base se observa con más detalle en la figura 7.9.
Figura 7.9. Conjunto del accionamiento del antebrazo montado sobre la placa base.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 77
7.5. Mecanismo de elevación de la placa base. El carro elevador.
7.5.1. Descripción general del mecanismo elevador
La articulación del brazo y los mecanismos de posición se fijan en una placa base de 20 mm
de espesor. El mecanismo de elevación se encarga de ajustar esta placa base, y los
elementos unidos a esta a la altura requerida. Para ello el mecanismo está compuesto de:
• Un husillo colocado en vertical, fijado a la torre, y accionado por un motor de
continua.
• Una conjunto tuerca, fijado a la placa base, que es capaz de desplazarse a lo largo
del husillo.
• Un sistema de guiado lineal que absorbe los momentos, y los esfuerzos que no estén
en dirección longitudinal al husillo.
7.5.2. Descripción y diseño del husillo de elevación
El husillo consiste en un eje de 3.058 mm de longitud. Este eje está roscado en un tramo
central de 2.632 mm de longitud. El roscado es trapecial, con un diámetro nominal de 25
mm, un paso de 4 mm y con solo 1 entrada. Este husillo debe absorber todos los esfuerzos
verticales (su dirección longitudinal), debidos a los pesos de los órganos del mecanismo de
posición y del propio mecanismo de elevación. Se estima que el peso por parte del
mecanismo de posición es de 1.180 N. Se escoge un peso de 2.000 N para realizar los
cálculos, que esta mayorizado por un coeficiente superior a 1,5.
El husillo es irreversible. De esta manera, una vez alcanzada la altura deseada, el peso no
consigue hacer descender el conjunto del carro elevador haciendo girar el husillo.
Los cálculos de elección del husillo se realizan en el anexo C.5.1. Las características del
husillo escogido son las siguientes:
ηdir = 0,339 ηinv = -0,926
MG Max Ascenso = 3,45 N m MG Max Descenso = - 1,08 N m
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El cálculo de la resistencia del husillo al esfuerzo de compresión se realiza en el anexo C.5.2,
obteniendo una tensión de compresión de 6,14 MPa. El husillo se realiza en acero AISI 5135
(37Cr4) de 640 MPa de límite elástico, por lo que el coeficiente de seguridad es de 60,28. Se
realiza también la comprobación a pandeo, siendo la tensión de pandeo del husillo de
14,768 MPa. El coeficiente de seguridad al pandeo es de 2,4. Además en este anexo se
calcula también la resistencia de los flancos de la tuerca a la presión de aplastamiento. Con
una longitud de la tuerca de 30 mm, la presión en los flancos es de 1,84 MPa. La presión
admisible está entre los 5 y los 15 MPa.
La longitud del husillo, y su montaje está prevista para alcanzar la altura de 2.284 mm entre
la cabeza de impacto y un punto de ensayo cualquiera en una orientación de la bancada
cualquiera.
Cuando la bancada está orientada según un ángulo θ de 45º, su extremo más delantero de
la superficie, se eleva a una altura mínima de 715 mm sobre el suelo del foso. La cabeza en
su posición más baja, se encuentra a 2.288 mm de este punto, que son 4 mm más de la
altura relativa de ensayo. Por ello puede alcanzar los puntos de ensayo más bajos.
Cuando la bancada se orienta según un ángulo ϕ de 27º, el punto de ensayo más alto según
el volumen previsto es de 3.084 mm sobre el nivel del suelo del foso. La cabeza, en su
posición más alta, se encuentra a 2.351 mm de este punto.
El extremo superior del eje del husillo acaba en forma cilíndrica, de 22 mm de diámetro y con
una tolerancia f7, para poder ser introducido en un buje con un casquillo. La superficie del
extremo presenta un agujero con plano de 8 mm de diámetro, para realizar el acoplamiento
con el motor por forma.
El otro extremo del husillo está preparado para insertarse en otro casquillo, y además para
poder apoyarse en un rodamiento axial de bolas. De ahí todas las tolerancias y rugosidades
indicadas en los planos, para cumplir las recomendaciones de los catálogos de casquillos y
rodamientos.
El husillo se realiza a partir de una barra de 28 mm de diámetro, de acero ASI 5135 (37Cr4),
de resistencia 8.8. El límite elástico del material es de 640 MPa.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 79
7.5.3. Soporte buje inferior del husillo
El conjunto del soporte buje inferior, es el conjunto de piezas que sustentan el eje del husillo
desde abajo. El montaje consiste en tres piezas mecanizadas en acero S 275 JR, 4 tornillos
M10 x 50 que las unen, un casquillo PAP 2530 P10 de Permaglide, un rodamiento axial de
bolas 511 04 de INA. En la figura 7.10 se observa este montaje.
Fig. 7.10. Montaje del conjunto soporte buje inferior del husillo
Sobre la pieza escuadra central, se fija el rodamiento de bolas axial. El husillo se apoya
sobre este rodamiento, transmitiendo las cargas axiales de sentido vertical, a la pieza
escuadra central. La pieza escuadra se une mediante dos cordones de soldadura en ángulo
de 100 mm de longitud y 6 mm de garganta (8,5 mm cateto) a la torre. Estos cordones se
realizan en el lateral de la pieza angular, uniendo este con la superficie de los dos perfiles
HEB 100 de la torre. La pieza posee un par de nervios triangulares, para rigidizarse a flexión.
El rodamiento se aísla del exterior mediante una pieza colocada en la parte superior de la
pieza escuadra. Esta pieza superior, la pieza escuadra central y la pieza inferior, se unen
entre si mediante los 4 tornillos M10 x 50. La pieza superior tiene un agujero pasante donde
se aloja el casquillo PAP 2530 P10. En esta pieza se realiza un taladro para colocar un
engrasador Hydraulic recto. Entre la pieza superior y la pieza central, se crea una cámara
que actúa de carter de la grasa del rodamiento.
La verticalidad del montaje se consigue mediante dos pasadores cónicos de posición, tipo B,
de 6 mm de diámetro y 50 mm de longitud. Estos pasadores permiten conseguir la correcta
posición relativa del conjunto respecto a la torre, antes de iniciar la unión por soldadura.
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7.5.4. Accionamiento superior del husillo de elevación
En el extremo superior de la torre de impacto, se coloca el conjunto soporte superior del
husillo, para estabilizar la orientación vertical del husillo, y para accionarlo. El conjunto
consiste en una escuadra realizada mediante placas de acero S 275 JR soldadas entre si,
sobre las cuales se montan mediante tornillos el resto de piezas. Las placas están
reforzadas por nervios.
Una de las piezas que se unen al soporte escuadra, es una pieza porta casquillo, que como
su denominación sugiere, alberga un casquillo PAP 2230 P10 en su agujero pasante. El eje
del husillo pasa por este agujero. Esta pieza se une mediante 4 tornillos H M8 x 40 a la placa
de la pieza escuadra. Estos tornillos se montan sobre un agujero coliso de la placa después
del montaje del husillo; de esta manera se evitan introducir esfuerzos debidos a
redundancias en los enlaces.
El motor escogido para accionar el husillo es el motor reductor de corriente continua de
54 mm, modelo 235 - 7847 de la selección de RS Amidata. El control de la velocidad del
motor puede realizarse mediante un potenciómetro (control por tensión). El par receptor del
husillo es de 3,45 N m, por lo que se requiere un motor reductor capaz de dar un momento
superior a este. La velocidad de subida es mas crítica que la de bajada. Debe oscilar entre
valores relativamente altos cuando se deben realizar desplazamientos largos, y valores de
velocidad bajos para afinar la altura relativa al milímetro. Por ello se escoge este motor que
alimentado a 24 v, sube el conjunto del carro elevador a una velocidad de 27,6 mm/s, y
disminuyendo la tensión mediante el dial del potenciómetro, pueden obtenerse velocidades
menores hasta la que se desee. El estudio de esta elección se realiza en el anexo C.5.3.
El motor se fija a la pieza soporte escuadra, mediante un conjunto de dos piezas que
abrazan la sección cuadrada del reductor. Las piezas son iguales que las piezas soporte
motor de los accionamientos del mecanismo de posición.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 81
7.5.5. Conjunto tuerca del carro elevador
Se denomina conjunto tuerca del carro elevador , al montaje de chapa de 10 mm de espesor
de acero S 275 JR, que alberga en su interior a la tuerca de bronce del mecanismo de
elevación. Este ensamblado de chapas está unido rígidamente a la chapa base mediante
soldadura en ángulo de 6 mm de garganta ( 8,48 mm de cateto). El montaje parece un cubo
hueco, en cuyo interior se coloca la tuerca, rigidizado mediante nervios.
El sistema de guiado lineal del mecanismo de elevación absorve los esfuerzos transversales
y los momentos de enlace en cualquier dirección. De esta manera el husillo solo debe
soportar las cargas en su dirección axial. Pero al estar la tuerca unida rígidamente a la placa
base, aparecería un problema de indeterminación en los enlaces. Por ello se decide de
interponer entre las paredes del montaje de chapas y la propia tuerca de bronce un elemento
elástico que permita ciertos movimientos transversales de la tuerca en el interior de su
hueco.
El elemento elástico consiste en un taco de poliisopreno sintético. Su sección es cuadrada
tubular, de 60 mm de lado y 5 mm de espesor. El taco tiene una longitud de 30 mm. La
tuerca de bronce con forma de prisma de sección cuadrada, se aloja en el interior de este
taco. Ambas piezas montadas se introducen en el hueco del montaje de chapas. De esta
manera la tuerca puede realizar pequeños desplazamientos respecto a la placa base, y de
esta manera no aparecen esfuerzos de enlace indeseados. La tuerca tiene sección cuadrada
para poder transmitir el momento torsor al conjunto por forma.
La tuerca es un prisma de sección cuadrada de 50 mm de lado y 30 mm de altura. Se realiza
en bronce, material adecuado para la fricción con el acero del husillo. En el anexo C.5.2 se
determinaba la profundidad de 30 mm como adecuada para las presiones de aplastamiento
de los flancos de la rosca, que la tuerca ha de soportar. El roscado que se practica en la
tuerca es trapecial, de diámetro nominal 25 mm, 4 mm de paso y 1 entrada. El roscado
cumple la norma NF E 03 - 615.
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En la figura 7.11 se pueden observar dos cortes representativos del conjunto.
Figura 7.11. Dos cortes representativos del conjunto tuerca del carro elevador
7.5.6. Sistema de guiado lineal
Se escoge un sistema de guiado lineal comercial. La función de este sistema es la de
mantener una trayectoria rectilínea del carro elevador, y la de transmitir los momentos y los
esfuerzos de dirección distinta a la del eje del husillo, a la estructura de la torre. Se elige el
sistema de guiado por rodillos monorraíl RUE 45 D FE, del catálogo de INA. En la figura 7.12
se observan las tres dimensiones principales del carro guiado escogido. La dimensión H es
de 60 mm, la dimensión B es de 120 mm y la cota L es de 141 mm.
Figura 7.12. Sistema de guiado lineal por rodillos RUE 45 D FE
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 83
El carro tiene una masa de 3,3 kg, y el carril tiene una masa de 9,4 kg/m. El sistema tiene
una capacidad dinámica de 92.000 N y una capacidad estática de 205.000 N, en las
direcciones indicadas en la figura 7.13 por C y C0. El sistema es capaz de soportar
momentos MOX de 1.805 N m, MOY de hasta 3.870 N m, y MOZ de 3.485 N m, de forma
estática. Las direcciones de estos momentos aplicados se observan en la figura 7.13.
Figura 7.13. Direcciones de las fuerzas y los momentos que el carro puede transmitir a la
estructura
Del modelo del brazo descrito anteriormente, se deducía que el máximo momento flector al
que puede estar sometido el carro elevador era de 1.611 N m. Según la disposición del
brazo, este momento flector puede ser íntegramente MOY, o solo MOZ, o en el caso general
una combinación de ambos. En cualquier caso el sistema soporta los momentos con un
coeficiente de seguridad de al menos 2,16. El momento torsor que se transmite desde el
husillo por la tuerca, es de 3,45 N m, despreciables frente a los 1.805 N m que puede
soportar el sistema de guiado lineal.
El carro del sistema de guiado se une a la placa base mediante un componente que incluye
dos placas de acero S 275 JR de 15 mm de espesor, y dos perfiles HEB100. Las uniones
entre el carro y esta pieza se realizan mediante 6 tornillos H M12 x 35. Las uniones entre
esta pieza y la placa base se realizan mediante 6 tornillos H M12 x 50. El conjunto está
diseñado para evitar las interferencias con el husillo y con la articulación.
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Figura 7.14. Sistema de guiado lineal montado sobre la placa base. Representación de otros
elementos como el husillo y el conjunto tuerca.
7.6. Estructura de la torre de impacto
La estructura se encarga de soportar todas las cargas que suponen el peso del mecanismo
de posición y el mecanismo de elevación. Además debe garantizar una deformabilidad
mínima. La torre está formada por dos vigas HEB 100 colocadas en vertical, una paralela a
la otra, separadas una distancia de 30 mm. Estas vigas deben de alcanzar una altura de
4,7 m. Estas columnas se empotran en el suelo mediante un total de 6 ángulos reforzados
con nervios. Estos ángulos se sueldan a los perfiles y se unen al suelo cada uno por 6
pernos gancho clavados en el hormigón.
Se coloca un refuerzo en forma de vigas HEB 100 de 4,8 m de longitud inclinada a 23º hacia
atrás. Cada refuerzo se suelda sobre planchas de acero de 10 mm de espesor, y se refuerza
mediante nervios. Sobre estas planchas se colocan bloques de hormigón hasta sumar
500 kg. De esta manera se consigue estabilizar más la torre.
La estructura descrita es muy resistente a las cargas que actúan, y además es estable a
cualquier posición que adopte el mecanismo de posición. De esta manera se garantiza la
seguridad de los usuarios del equipo.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 85
A 1,85 m de altura sobre la torre formada por las dos HEB 100 paralelas, se suelda entre
ambas vigas una chapa de 10 mm de espesor que tenga un ancho de 260 mm, y una
longitud de 2,85 m. Esta chapa sirve de soporte para el carril del sistema de guiado lineal.
Esta chapa tiene distribuidos a lo largo, agujeros de 12 mm de diámetro, cada 80 mm.
Mediante tornillos M10 x 45 se puede unir el carril a esta chapa soporte. La sección
resultante se representa en la figura 7.15.
Figura 7.15. Sección de las HEB 100 unidas a la chapa soporte, en la estructura de la torre
de impacto
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8. Valoración económica del proyecto
8.1. Presupuesto del equipo
8.1.1. Precios de la materia prima
Para la realización del presupuesto se considera el precio del material por kg. En las piezas
mecanizadas de acero se tiene en cuenta el peso del bloque antes de mecanizarse. Las
vigas de las estructuras del equipo, se valoran por peso. Los precios de los principales
materiales usados en el equipo son los siguientes:
Acero S 275 JR 0.45 € / kg
Acero F 1550 1 € / kg
Bronce 1,9 € / kg
8.1.2. Precios de la mano de obra
Para la realización del presupuesto se considera la siguiente tabla de precios para la hora de
especialista:
Soldadura 21 € / h
Mecanizado torno 21 € / h
Mecanizado fresa 24 € / h
Montaje 21 € / h
Para la realización del presupuesto del proyecto se considera la siguiente tabla de precios:
Ingeniero 60 € / h
Delineante 20 € / h
Administrativo 10 € / h
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 87
8.1.3. Presupuesto de la bancada
A continuación se describe para cada elemento de la bancada, por una parte las
operaciones de montaje, soldadura y mecanizado, las horas dedicadas y el precio total; y por
otra parte el material utilizado, el peso del bloque en bruto antes de mecanizar, y el precio
total. Se incluyen los precios de elementos tales como tornillos o casquillos dentro de una
cuenta denominada 'Otros materiales'. Para los elementos comerciales de gran valor, se
incluye únicamente su precio.
Bastidor superior de la bancada 693,38 €
12 vigas HEA 120 de 1.612 mm 385 kg x 0,45 € / kg = 173,25 €
3 vigas IPE 220 de 1.680 mm 132 kg x 0,45 € / kg = 59,40 €
6 vigas HEB 100 de 739 mm 90,5 kg x 0,45 € / kg = 40,73 €
Montaje y soldadura del conjunto 20 h x 21 € / h = 420,00 €
Piezas centrales de las articulaciones laterales( 4 articulaciones) 466,50 €
4 bloques de acero S 275 JR 90 kg x 0,45 € / kg = 40,50 €
Mecanizado de las piezas 16 h x 24 € / h = 384,00 €
Soldadura de las piezas al bastidor 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Pasador articulación lateral ( 2 unidades ) 52,00 €
Barra de acero F 1550 10 kg x 1 € / kg = 10,00 €
Mecanizado de las piezas 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Horquilla de las articulaciones centrales con el mecanismo FI (2 unidades ) 144,75 €
2 bloques de acero S 275 JR 15 kg x 0,45 € / kg = 6,75 €
Mecanizado de las piezas 4 h x 24 € / h = 96,00 €
Soldadura de las piezas a los bastidores 2 h x 21 € / h = 42,00 €
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Conjunto barra del mecanismo FI ( 4 unidades ) 807,71 €
4 barras tubulares D25 x 5 x 340 mm long. 3,35 kg X 0,45 € / kg = 1,51 €
4 piezas centrales de articulación 15 kg X 0,45 € / kg = 6,75 €
Mecanizado piezas centrales de articul. 8 h x 24 € / h = 192,00 €
4 piezas horquilla de articulación 21 kg x 0,45 € / kg = 9,45 €
Mecanizado piezas horquilla de articul. 16 h x 24 € / h = 384,00 €
8 pasadores de fijación de las piezas 2 kg x 1 € / kg = 2,00 €
Mecanizado pasadores de fijación 8 h x 21 € / h = 168,00 €
2 pasadores de articul. con bastidores 2 kg x 1 € / kg = 2,00 €
Mecanizado pasadores de articul. Bast. 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Husillo del mecanismo FI 263,50 €
Barra de acero F 1550 11,5 kg x 1 € / kg = 11,50 €
Mecanizado 12 h x 21 € / h = 252,00 €
Conjunto de la cajera motora + motor y accesorios 894,65 €
Motor reductor 3I 63 UP 2A - 63 A 4 220.3 80 25.3 400,00 €
Rodamiento axial de bolas 511 05 40,00 €
Acero S 275 JR necesario para la cajera 77 kg x 0,45 € / kg = 34,65 €
Mecanizados, montaje y soldadura de la cajera 18 h x 21 € / h = 378,00 €
Mecanizado pasadores laterales 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Conjunto tuerca del mecanismo FI 288,90 €
Acero S 275 JR necesario para camisa y acces. 22 kg x 0,45 € / kg = 9,90 €
Mecanizado y soldado del conjunto 8 h x 21 € / h = 168,00 €
Bronce de la tuerca 1,5 kg x 18 € / kg = 27,00 €
Mecanizado tuerca 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Mecanizado pasadores laterales 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 89
Bastidor inferior de la bancada 1495,05 €
2 largueros pórtico IPE 220 de 910 mm 48 kg x 0,45 € / kg = 21,60 €
4 columnas IPE 220 de 250 mm 26 kg x 0,45 € / kg = 11,70 €
3 largueros IPE 300 de 1800 mm 228 kg x 0,45 € / kg = 102,60 €
2 travesaños tubulares D200 e = 9, de 763 mm 37 kg x 0,45 € / kg = 16,65 €
4 travesaños IPE 200 47 kg x 0,45 € / kg = 21,15 €
Montaje y soldadura del conjunto 20 h x 21 € / h = 420,00 €
Bloques para 4 piezas horquilla articul. Lateral 270 kg x 0,45 € / kg = 121,50 €
Mecanizado horquillas de articul. Laterales 20 h x 24 € / h = 480,00 €
Ruedas gemelas 60,00 €
Bloques para piezas articul. CITA 53 kg x 0,45 € / kg = 23,85 €
Mecanizado piezas articul. CITA 9 h x 24 € / h = 216,00 €
Elevador de automóviles de 2 columnas (aprox.) 4500,00 €
Foso y instalación de la bancada 550,00 €
Otros materiales 100,00 €
________ _
BANCADA 10256,43 €
8.1.4. Presupuesto de la torre de impacto
A continuación se describe para cada elemento de la bancada, por una parte las
operaciones de montaje, soldadura y mecanizado, las horas dedicadas y el precio total; y por
otra parte el material utilizado, el peso del bloque en bruto antes de mecanizar, y el precio
total. Se incluyen los precios de elementos tales como tornillos o casquillos dentro de una
cuenta denominada 'Otros materiales'. Para los elementos comerciales de gran valor, se
incluye únicamente su precio.
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Cabeza de impacto 374,40 €
Acero F – 8414 6,8 kg x 8 € / kg = 54,40 €
Moldeo de la cabeza 4 h x 30 € / h = 120,00 €
2 acelerómetros MWS BS 1401 Sensorik 200,00 €
Mecanismo de disparo 482,40 €
Acero S 275 JR 6,8 kg x 8 € / kg = 54,40 €
Mecanizado pieza apoyo 5 h x 24 € / h = 120,00 €
Mecanizo piezas apoyo laser 7 h x 24 € / h = 168,00 €
2 punteros laser 48,00 €
Garra HGD - 32 A neumática 50,00 €
Montaje del conjunto 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Mecanismo de posición 1477,31 €
Antebrazo HEB 100 de 1450 mm longitud 30 kg x 0,45 € / kg = 13,50 €
Brazo sección rectangular tubular de 1410 mm 71 kg x 0,45 € / kg = 31,95 €
Conformado de la sección por soldadura 2 h x 21 € / h = 42,00 €
2 bloques de la articul. Del antebrazo 43 kg x 0,45 € / kg = 19,35 €
Mecanizado piezas articul. Antebrazo 5 h x 24 € / h = 120,00 €
Pasador articul. Antebrazo 2 kg x 1 € / kg = 2,00 €
Mecanizado pasador articul. Antebrazo 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Montaje articulación antebrazo 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Bloque articulación brazo 58 kg x 0,45 € / kg = 26,10 €
Mecanizado bloque articulación brazo 3 h x 24 € / h = 72,00 €
Bloque piezas horquilla articul. Brazo 27 kg x 0,45 € / kg = 12,15 €
Mecanizado piezas horquilla articul. Brazo 6 h x 21 € / h = 126,00 €
Correa ISORAN 1400 H 40,00 €
Poleas de la transmisión 100,00 €
Pasador de la articulación del brazo 2 kg x 1 € / kg = 2,00 €
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 91
Mecanizado del pasador de la articul. Del brazo 1 h x 21 € / h = 21,00 €
2 motor reductor CC 54mm 235 - 7875 582,26 €
Otras piezas 120,00 €
Montaje de la articulación del brazo 3 h x 21 € / h = 63,00 €
Mecanismo de elevación 1821,80 €
Barra acero F 1550 para husillo de elevación 16,6 kg x 1 € / kg = 16,60 €
Mecanizado husillo elevación 22 h x 21 € / h = 462,00 €
Acero piezas buje inferior husillo 58 kg x 0,45 € / kg = 26,10 €
Mecanizado piezas buje inferior del husillo 6 h x 21 € / h = 126,00 €
Rodamiento axial de bolas 511 04 40,00 €
Acero piezas buje superior del husillo 60 kg x 0,45 € / kg = 27,00 €
Mecanizado piezas buje superior del husillo 6 h x 21 € / h = 126,00 €
Motor reductor CC 54mm 235 - 7847 268,49 €
Chapas acero S 275 JR conjunto tuerca 13 kg x 0,45 € / kg = 5,85 €
Montaje conjunto tuerca 3 h x 21 € / h = 63,00 €
Taco elástico 1 kg x 0,66 € / kg = 0,66 €
Tuerca de bronce de elevación 1,5 kg x 18 € / kg = 27,00 €
Mecanizado tuerca de elevación 2 h x 21 € / h = 42,00 €
Sistema guiado lineal RUE 45 D FE 320,00 €
2,85 m de carril para el sistema de guiado lineal 200,00 €
Chapas para unión carro elevador a chapa base 18 kg x 0,45 € / kg = 8,10 €
Montaje de la unión carro elevador a chapa base 3 h x 21 € / h = 63,00 €
Estructura de la torre 1255,60 €
Vigas de perfil HEB 100. Total de 23,923 m 488 kg x 0,45 € / kg = 219,60 €
Nervios y piezas de unión 800,00 €
Montaje y soldadura del conjunto 16 h x 21 € / h = 336,00 €
TORRE DE IMPACTO 5511,51 €
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8.1.5. Presupuesto de proyectar el equipo
La siguiente tabla de valores muestra los costes debidos a los honorarios de ingenieria, delineación y administración en la realización del proyecto:
PROYECTO DEL EQUIPO
Horas de ingeniero 200 h x 60 € / h = 12.000,00 €
Horas delineante 300 h x 20 € / h = 6.000,00 €
Horas administrativo 100 h x 10 € / h = 1.000,00 €
Amortización del equipo y materiales 1.800,00 €
TOTAL DE PROYECTISMO 20.800,00 €
8.1.6. Presupuesto total
El valor total de la realización del proyecto es de 20.800 €. El valor total de la construcción
del equipo es de 15.768 €. El total de la inversión a realizar es de 36.568 €.
Este presupuesto cuenta con varias estimaciones de los precios de la materia prima, los
cuales no son fáciles de conseguir. Es por ello que la cifra calculada es susceptible a tener
una cierta variabilidad. Por ello para el estudio económico, se mantiene una postura de
seguridad, y se decide aplicar un coeficiente de 1,5. Además no se considera el coste del
equipo de adquisición de datos, del equipo de control y en general de toda la electrónica que
envuelve el proyecto.
Equipo para ensayos de impacto en componentes de vehículos Pág. 93
8.2. Valoración de la rentabilidad de la inversión inicial en el
proyecto
8.2.1. Costes de la realización de los ensayos en una empresa exterior
Para valorar la rentabilidad del proyecto, se estudia el peor caso, en que el equipo
únicamente se utilice para realizar los ensayos de la directiva EC R 21. En este caso, se
conoce que una empresa exterior dedicada a facilitar los ensayos sobre vehículos, cobre
300 € por cada ensayo de impacto en las condiciones descritas en la directiva.
Además, deben valorarse otros costes:
Se requieren un mínimo de 2 empleados encargados de dedicar parte del tiempo al
transporte del tablero a ensayar hasta la empresa exterior. Se considera 1 hora de viaje. Se
debe considerar la ida y la vuelta. Se debe considerar 2 horas más de preparación, camuflaje
de confidencialidad y carga y descarga del tablero. Se considera el suelda del empleado
establecido en 10 € / hora. Esto supone un total de 80 € por cada vez que se realice el
transporte a la empresa externa.
Se debe considerar el coste en gasolina, amortización de los vehículos utilizados y pago de
autopista. En un viaje de ida y vuelta esto supone 18 €.
Se deben pagar las dietas a los empleados que se envíen a la empresa externa. El coste
sube a 20 €.
El tablero no debe pasar la noche allí. Por lo tanto se considera un máximo de 10 ensayos,
por cada viaje que se realice a la empresa externa. El coste a considerar en un viaje suma
un total de 118 €. Si se divide entre los 10 ensayos, se halla un coste adicional de 11,8 € /
ensayo.
El coste total de realizar un ensayo en la empresa exterior asciende a un total de 511,8 €.
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8.2.2. Periodo de retorno de la inversión
El valor del equipo se ha estimado en 36.568 € en el capítulo 8.1. Este precio puede ser
superior debido a los precios indeterminados de algunos artículos o horas de fabricación de
elementos, a la hora de desarrollar el presupuesto. Por ello se aplica un coeficiente de
seguridad de 1,5. Se supondrá que la inversión inicial a realizar para la fabricación e
instalación del equipo de impacto es de 54.852 €.
La inversión se amortiza después de realizar 107 ensayos. El número de ensayos anuales a
realizar depende de variables externas y por lo tanto no se puede calcular un periodo de
retorno temporal.
Se considera una buena inversión en un plazo de tiempo superior a 3 años.
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Conclusiones
Resulta rentable realizar una inversión en la fabricación del equipo de ensayos de impacto
por caída libre. El cabo de unos años puede llegar a amortizarse la inversión por completo,
ya que realizar los ensayos en una empresa exterior sale muy caro.
Un equipo de ensayo de impacto por caída libre, que sea capaz de realizar los ensayos de la
EC R 21, debe ser siempre similar al diseñado en este proyecto. Este equipo tiene la ventaja
de ser capaz de impactar la cabeza teniendo un elevado control sobre la velocidad a la que
lo hará. Por contra, el diseño del equipo no puede aspirar a evolucionar para realizar
ensayos más completos como los que marca la normativa americana FMVSS 201, en los
que interviene el vehículo completo.
Se recomienda el estudio de un mecanismo de giro de los punteros laser, para conseguir
marcar diferentes alturas relativas entre extremo de la cabeza y punto de ensayo. También
se recomienda el estudio de la posibilidad de acoplar unas guías desmontables al plano de
sujeción, para realizar ensayos de impacto guiados.
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Bibliografía
Referencias bibliográficas
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[4] FENOLLOSA, J. Unions cargolades.Barcelona: ETSEIB – CPDA. 1995
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